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JP3661200B2 - Engine control device - Google Patents
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JP3661200B2 - Engine control device - Google Patents

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  • Output Control And Ontrol Of Special Type Engine (AREA)

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、エンジンの制御装置に関し、特に、吸気弁によって開閉される吸気ポートに燃料噴射弁を備えた４サイクルエンジンにおいて、特に冷間時におけるエミッション特性の向上を図ったエンジンの制御装置に関する。
【０００２】
【従来の技術】
従来の車両用エンジンでは、排気ガス浄化の観点から、排気ガスの一部を吸気系または燃焼室に還流して、排気ガス中のＮＯX の含有率を低下させることが行われている。
【０００３】
この排気ガス還流（以下「ＥＧＲ」と略称する）には、排気通路と吸気通路とを、途中に流量制御弁（ＥＧＲ弁）を設けたパイプで連通させ、このパイプを通じて排気ガスの一部を吸気系に還流する外部ＥＧＲ方式と、既燃ガスの一部を燃焼室内に残留させる内部ＥＧＲ方式とに大別される。
【０００４】
ところで、上記内部ＥＧＲ方式の場合、既燃ガスの一部が燃焼室内に残留するので、比較的温度の高い残留ガスが新規混合気を加熱するため、燃料の気化を促進させることができる。そして、この内部ＥＧＲは、吸気行程と排気行程とのオーバーラップ期間を長くすることにより達成でき、例えば、特開平５−２７２３６４号公報には、吸気行程と排気行程とのオーバーラップ期間を可変することによって、エンジンの運転状態に応じた内部ＥＧＲ量を得るようにしたエンジンが記載されている。
【０００５】
一方、吸気ポートに燃料噴射弁を備えた従来の４サイクルエンジンでは、特に冷間時において、液状の燃料が吸気ポートの壁面に付着すことに起因して、排気ガス中のＨＣ含有量が多く、その低減が望まれていた。
【０００６】
ところで、排気行程とこれに続く吸気行程との間のオーバーラップ期間には、比較的温度の高い既燃ガスの一部が吸気ポートに超音速で還流され、この既燃ガスが、冷間時に吸気ポートの壁面に付着した液体状態の燃料を気化させるように作用するから、上記オーバーラップ期間を長くすることにより、冷間時におけるＨＣ排出量を低減できることが知られている。
【０００７】
【発明が解決しようとする課題】
しかしながら、上記オーバーラップ期間を長くすると、運転状態によっては燃焼の安定性が損なわれるという問題があり、さらに、オーバーラップ期間における既燃ガスの吸気ポートへの還流が、筒内圧力が低下した排気行程の末期に行われるために、オーバーラップ期間のごく初期にしか既燃ガスの超音速流が発生せず、したがって、従来の内部ＥＧＲ方式による冷間時のＨＣ排出量低減効果は僅かなものであった。
【０００８】
上述の事情に鑑み、本発明は、還流既燃ガスの超音速流を有効に利用して、冷間時におけるＨＣ排出量低減を図ったエンジンの制御装置を提供することを目的とする。
【０００９】
【課題を解決するための手段】
本発明によるエンジンの制御装置は、吸気弁によって開閉される吸気ポートに燃料噴射弁を備えた４サイクルエンジンの制御装置であって、図１（ａ），（ｂ）に示すように、燃焼行程終期から吸気行程初期までの間の所定期間だけ運転状態に応じて微小量開弁して、既燃ガスを上記吸気ポートに還流させる既燃ガス還流弁を備えるとともに、上記燃料噴射弁による燃料噴射を上記既燃ガス還流弁の開弁時期に同期させて行う、ことを特徴とする。
【００１０】
上記既燃ガス還流弁はエンジンの冷間時に開弁するように制御され、吸気弁を上記既燃ガス還流弁に兼用することができる。
【００１１】
本発明の１つの態様においては、上記吸気弁が共通の吸気ポートに設けられた第１および第２の吸気弁からなり、該第１および第２の吸気弁の双方を上記既燃ガス還流弁に兼用するとともに、上記燃料噴射弁を上記共通吸気ポートの中央に設ける。そして、低負荷時には、吸気行程における上記第２の吸気弁の開弁動作を休止させて、第２の吸気ポートを閉じるように構成することが好ましい。
【００１２】
本発明の他の態様においては、上記吸気弁が共通の吸気ポートに設けられ第１および第２の吸気弁からなり、上記第１の吸気弁のみを上記既燃ガス還流弁に兼用するとともに、上記燃料噴射弁を上記第１の吸気弁側にオフセットして設ける。この場合も、低負荷時には、吸気行程における上記第２の吸気弁の開弁動作を休止させて、第２の吸気ポートを閉じるように構成することが好ましい。
【００１３】
本発明のさらに他の態様においては、上記吸気弁が、互いに独立的に形成された第１および第２の吸気ポートにそれぞれの設けられた第１および第２の吸気弁からなり、上記第１の吸気弁のみを上記既燃ガス還流弁に兼用するとともに、上記第１の吸気ポートに上記燃料噴射弁を設ける。この場合も、低負荷時には、吸気行程における上記第２の吸気弁の開弁動作を休止させるか、あるいは第２の吸気ポートに設けたスワール制御弁を閉弁して、上記第２の吸気ポートを閉じるように構成することが好ましい。
【００１４】
上記第１および第２の吸気弁を駆動するために、１本のカムシャフトに、第１の既燃ガス還流用カムと吸気用カムと第２の既燃ガス還流用カムとをこの順に並設し、上記カムシャフトに平行に配置されたロッカーシャフトに、上記第１の既燃ガス還流用カムに係合する第１のロッカーアームと、上記第１の吸気弁に係合する第２のロッカーアームと、上記吸気用カムに係合する第３のロッカーアームと、上記第２の吸気弁に係合する第４のロッカーアームと、上記第２の既燃ガス還流用カムに係合する第５のロッカーアームとを互いに隣接させて揺動自在に配置するとともに、互いに隣接する２つのロッカーアームをそれぞれ連動状態または非連動状態に択一的に切換える第１、第２、第３および第４の切換手段を設ける。
【００１５】
上記燃料噴射弁による燃料噴射は、上記既燃ガス還流弁（吸気弁）の開弁時期に同期させて行っている。この燃料噴射の終了時点は、一般に既燃ガス還流弁の開弁期間の前半に設定するが、燃料噴射期間が既燃ガス還流弁の開弁期間よりも長いときには、上記燃料噴射弁から噴射された燃料が上記吸気ポートの燃焼室内への開口部に到達するのに要する時間Ｔだけ上記既燃ガス還流弁の開弁開始時点よりも以前に燃料噴射を開始するようにしている。
【００１６】
また、上記燃料噴射弁の上流または下流の吸気ポートに吸気ポート絞り手段を設け、上記燃料噴射弁による燃料噴射期間が上記既燃ガス還流弁の開弁期間よりも長いとき、上記吸気ポート絞り手段を作動させるようにしている。
【００１７】
また、上記燃料噴射弁による燃料噴射を、上記既燃ガス還流弁の開弁時期に同期させて行うことに加えて、排気弁の開弁期間と上記吸気弁の開弁期間とのオーバーラップ期間にも行っても良い。
【００１８】
さらに、上記燃料噴射弁の燃料噴射方向を上記吸気ポートの上壁部に指向させても良い。
【００１９】
本発明によるエンジンの制御装置のさらに他の態様によれば、既燃ガス還流弁の開弁時期に同期して吸気ポートの上方壁部に向けて燃料を噴射する第１の燃料噴射弁と、上記既燃ガス還流弁の開弁動作がを休止される運転状態において、吸気行程に同期して燃料を吸気ポートの燃焼室への開口部に向けて噴射する第２の燃料噴射弁とを備えている。
【００２０】
その場合、第１および第２の吸気弁が共通の吸気ポートに設けられる場合においては、上記第１の吸気弁を上記既燃ガス還流弁に兼用し、かつ上記第１の燃料噴射弁を上記共通の吸気ポート上記第１の吸気弁側にオフセットして設け、上記第２の燃料噴射弁を共通の吸気ポートの中央に設ける。
【００２１】
また、第１の吸気弁によって開閉される第１の吸気ポートと、第２の吸気弁によって開閉される第２の吸気ポートとが互いに独立して設けられる場合においては、上記第１の吸気弁を上記既燃ガス還流弁に兼用し、かつ上記第１の燃料噴射弁を上記第１に吸気ポートに設け、上記第２の燃料噴射弁を上記第２の吸気ポートに設ける。
【００２２】
本発明によるエンジンの制御装置のさらに他の態様によれば、上記既燃ガス還流弁の開弁により上記吸気ポートに還流される既燃ガスを上記吸気ポート内で旋回させる手段を備えている。
【００２３】
この既燃ガスの旋回手段は、既燃ガスが還流される吸気ポートを傾斜湾曲させるのみでも得られ、吸気ポートあるいは既燃ガス還流弁に兼用する吸気バルブの傘部に偏向板を設けることによっても得られる。
【００２４】
エンジンが多気筒エンジンよりなる場合においては、各気筒の燃焼状態を検出する手段を設け、該検出手段により、燃焼速度が遅いことが検出された気筒の空燃比をリッチ側に補正し、または該気筒の点火時期を進角させることが好ましい。
【００２５】
さらに、エンジンの排気通路にシャッター弁を設け、このシャッター弁を冷間高負荷時に閉制御する。
【００２６】
上記既燃ガス還流弁が開弁される運転状態から該既燃ガス還流弁の開弁動作が休止される運転状態への切替え時に発生するおそれがあるトルク変動を低減する手段を設けることも好ましい。
【００２７】
このトルク変動低減手段は、例えば、エンジンの排気通路に設けたシャッター弁を徐々に開制御する手段からなる。上記トルク変動低減手段はまた、空燃比を一旦リーン側に補正した後、徐々に適正空燃比に戻す手段、あるいは点火時期を一旦遅角させた後、徐々に適正点火時期に戻す手段からなる。
【００２８】
さらに、上記トルク変動低減手段は、既燃ガス還流弁の開弁時期を徐々に遅らせる手段からなる場合もある。
【００２９】
また、エンジンが、排気通路から吸気通路へ排気ガスを還流させる外部ＥＧＲ手段を備えている場合、上記トルク変動低減手段は、一旦所定量の外部ＥＧＲ量を導入した後、該外部ＥＧＲ量を徐々に減少させる手段からなる。
【００３０】
エンジンの加速時に、燃料噴射弁により臨時噴射が行われる場合は、この臨時噴射を吸気行程の初期に行っている。また、減速時においては、吸入空気量の減少に伴う空燃比のリッチ化に対応して、点火時期を遅角補正している。
【００３１】
既燃ガス還流弁の開始時期に同期させた燃料噴射の終了時点は上記既燃ガス還流弁の閉弁時点にほぼ一致させることが好ましい。
【００３２】
上記燃料噴射弁に、燃料とともにエアを該燃料噴射弁から噴出させるエアアシスト手段が付設されている場合は、上記既燃ガス還流弁の開弁中は、上記エアアシスト手段により還流既燃ガスの圧力以上の圧力を有するエアを上記燃料噴射弁から噴出させることが好ましい。
【００３３】
本発明においては、エンジンが専用の既燃ガス還流弁を吸気弁とは別個に設ける場合もある。その場合、上記専用の既燃ガス還流弁を上記吸気ポートから分岐された既燃ガス還流ポートに設け、上記燃料噴射弁から噴射される燃料が上記吸気ポートを横切って上記既燃ガス還流ポートに向かうように、上記燃料噴射弁を上記既燃ガス還流ポートを指向させて上記吸気ポートに配設するとともに、上記既燃ガス還流弁が開弁される運転状態においては、上記燃料噴射弁からの燃料噴射を上記既燃ガス還流弁の開弁時期に同期させて行い、かつ上記既燃ガス還流弁のが開弁動作が休止される運転状態においては、上記燃料噴射弁からの燃料噴射を吸気行程に同期させて行うようにしている。また、上記吸気弁が上記既燃ガス還流弁よりも大径に形成されていることが好ましい。
【００３４】
【作用および発明の効果】
本発明によれば、燃焼行程終期から吸気行程初期までの間の所定期間だけ運転状態に応じて微小量開弁して、既燃ガスを上記吸気ポートに還流させる既燃ガス還流弁を備えていることにより、図１に示すように、高温の既燃ガスの一部が超音速で吸気ポートに還流（ブローバック）して、燃料噴射弁から噴射された燃料噴霧に衝突するから、燃料の気化が促進されるとともに、内部ＥＧＲ効果により、ＮＯX 排出量が低減される。
【００３５】
特に、上記既燃ガスの還流を冷間時に行うことにより、冷間時に燃料噴射弁から噴射される粗大液滴が分裂・崩壊して、気化が促進されるため、燃焼室内に流入する燃料の壁面付着量が減少し、ＨＣ排出量が大幅に低減される効果がある。
【００３６】
すなわち、上記既燃ガス還流弁の開弁時期に同期して上記燃料噴射弁により燃料が噴射されることで、吸気ポートに超音速で還流される高温・高圧の既燃ガスが燃料噴霧に衝突して、粗大燃料液滴をも分裂・崩壊させ、気化を促進することになり、これにより、燃料の壁面付着を低減して、特に冷間時のＨＣ排出量を効果的に低減できるのである。
【００３７】
また、吸気弁が第１および第２の吸気弁からなる場合に、第１の吸気弁のみ、または双方の吸気弁を既燃ガス還流弁に兼用することにより、エンジンの燃焼室に対する弁配置は変更せず、弁駆動機構の変更のみで本発明を実施できる利点がある。そして、低負荷時には、吸気行程にける上記第２の吸気弁の開弁動作を休止させることにより、燃焼室内にスワールが生成し、既燃ガス際循環による燃焼性悪化のおそれを回避することができる。
【００３８】
また、上記第１および第２の吸気弁を駆動するために、１本のカムシャフトに、第１の既燃ガス還流用カムと吸気用カムと第２の既燃ガス還流用カムとをこの順に並設し、上記カムシャフトに平行に配置されたロッカーシャフトに、上記第１の既燃ガス還流用カムに係合する第１のロッカーアームと、上記第１の吸気弁に係合する第２のロッカーアームと、上記吸気用カムに係合する第３のロッカーアームと、上記第２の吸気弁に係合する第４のロッカーアームと、上記第２の既燃ガス還流用カムに係合する第５のロッカーアームとを互いに隣接させて揺動自在に配置するとともに、互いに隣接する２つのロッカーアームをそれぞれ連動状態または非連動状態に択一的に切り換える第１、第２、第３および第４の切換手段を設けたことにより、上記第１〜第４の切換え手段の連動状態または非連動状態の選択により、吸気ポートの構造および燃料噴射弁の配置に適応した種々の上記第１および第２の吸気弁の動作態様の選択が可能になる。
【００３９】
また、本発明においては、上記燃料噴射弁による燃料噴射を、上記既燃ガス還流弁（吸気弁）の開弁時期に同期させて行っており、特に、気化に時間を要する粗大液滴や燃料だれを発生しやすい噴射終了時点を還流の運動量が大きい既燃ガス還流期間の前半に設定することにより、高温のブローバックガスを燃料噴霧に効果的に衝突させることができる。
【００４０】
また、上記燃料噴射弁の上流または下流の吸気ポートに吸気ポート絞り手段を設け、上記燃料噴射弁による燃料噴射期間が上記既燃ガス還流弁の開弁期間よりも長いとき、上記吸気ポート絞り手段を作動させるようにしているため、還流時間が長くなり、燃料の気化が促進される。
【００４１】
また、上記燃料噴射弁による燃料噴射を複数回に分けて行い、上記既燃ガス還流弁の開弁時期に同期させて行うことに加えて、排気弁の開弁期間と上記吸気弁の開弁期間とのオーバーラップ期間にも燃料噴射を行うことにより、オーバーラップ期間における既燃ガスの還流をも燃料の気化に利用することができる。
【００４２】
さらに、還流される既燃ガスは、吸気ポートの上方に偏るため、上記燃料噴射弁の燃料噴射方向を上記吸気ポートの上壁部に指向させることにより気化が促進される。
【００４３】
また、上記燃料噴射弁の燃料噴射方向を上記吸気ポートの上壁部に指向させると、既燃ガス還流弁が開弁される冷間時には燃料が還流既燃ガスに衝突して気化が促進されるが、温間時のように既燃ガス還流弁の開弁動作が休止される運転状態においては、上記燃料噴射弁の燃料噴射方向を上記吸気ポートの上壁部に指向させるのはあまり好ましくない。そこで、既燃ガス還流弁の開弁時期に同期して吸気ポートの上方壁部に向けて燃料を噴射する第１の燃料噴射弁と、上記既燃ガス還流弁の開弁動作が休止される運転状態において、吸気行程に同期して燃料を吸気ポートの燃焼室への開口部に向けて噴射する第２の燃料噴射弁とを設けることによって、エミッションおよび燃費の悪化を抑制できる。
【００４４】
さらに、上記既燃ガス還流弁の開弁により上記吸気ポートに還流される既燃ガスを上記吸気ポート内で旋回させる手段を備えていることにより、燃料噴霧および壁面付着燃料の気化を促進できる。
【００４５】
また、エンジンが多気筒エンジンよりなる場合においては、各気筒の構造上のばらつきから、既燃ガス還流量にもばらつきが生じ、特に低負荷時には、燃焼状態が悪い上に、吸気ポート内と筒内との圧力差が大きいため、還流量のばらつきにより、各気筒の燃焼状態が異なって、エンジンの回転変動が発生しやすい。そこで、各気筒の燃焼状態を検出する手段を設け、該検出手段により、燃焼速度が遅いことが検出された気筒の空燃比をリッチ側に補正し、または該気筒の点火時期を進角させることにより、エンジンの回転変動を抑制することができる。
【００４６】
さらに、既燃ガスの還流を行う場合であっても、冷間高負荷時には、スロットル弁が大きく開かれて吸気ポート内の負圧が減少することにより、還流量が減少するが、エンジンの排気通路にシャッター弁を設け、このシャッター弁を冷間高負荷時に閉制御することにより、排気圧が高まり、十分な還流量をうることができる。また、高負荷時にＥＧＲを行えるため、ＮＯX 排出量が低減される。
【００４７】
さらに、既燃ガス還流弁が開弁される運転状態から、既燃ガス還流弁の開弁動作が休止される運転状態への切換え時には、内部ＥＧＲが急激に無くなるため、燃焼状態が急激に変化してトルクショックを発生するが、上記切換え時に、エンジンの排気通路に設けたシャッター弁を徐々に開制御することにより、燃焼状態を徐々に変化させて、トルクショックの発生を抑制することができる。
【００４８】
また、上記切換え時に、空燃比を一旦リーン側に補正した後、徐々に適正空燃比に戻すことにより、あるいは点火時期を一旦遅角させた後、徐々に適正点火時期に戻すことにより、燃焼状態の急激を阻止することができ、これによって、トルクショックの発生を抑制することができる。
【００４９】
さらに、上記切換え時に、既燃ガス還流弁の開弁動作を直ちに停止させず、開弁時期を徐々に遅らせてから既燃ガス還流弁の開弁動作を停止させることによっても、燃焼状態が徐々に変化するからトルクショックの発生を抑制することができる。
【００５０】
さらに、エンジンが、排気通路から吸気通路へ排気ガスを還流させる外部ＥＧＲ手段を備えている場合、上記切換え時に、一旦所定量の外部ＥＧＲ量を導入した後、該外部ＥＧＲ量を徐々に減少させることにより、ＥＧＲ量を徐々に減らすことができるから、これによっても、トルクショックの発生を抑制することができる。
【００５１】
ところで、ブローバックにより還流した高温の既燃ガスが吸気行程の初期において吸気とともに吸気ポートを燃焼室内に向かって通過するから、エンジンの加速時に、燃料噴射弁により臨時噴射が行われる場合、この臨時噴射を吸気行程の初期に行うことにより、その噴霧の気化が促進され、吸気ポートの壁面への燃料付着量が減少する。したがって、燃料の輸送遅れが少なくなり、応答性が向上する。また、壁面付着を見込んだ燃料増量が不要となるから、燃費も向上し、ＨＣ排出量の増加も抑制される。
【００５２】
また、スロットルバルブが開状態から閉状態になる減速時において、燃料カットが行われるまでは、吸入空気量の減少に伴い空燃比がリッチになって、ＨＣ排出量が増加するが、点火時期を遅角補正することにより、排気温度が上昇するから、ＨＣ排出量の増加をも抑制することができる。
【００５３】
さらに、燃料噴射弁のノズルが還流既燃ガスに直接さらされると、上記ノズルが目詰まりを起こすおそれがある。そこで、既燃ガス還流弁の開始時期に同期させた燃料噴射の終了時点を上記既燃ガス還流弁の閉弁時点にほぼ一致させることにより、燃料噴射弁のノズルが還流既燃ガスに直接さらされるのを回避することができる。
【００５４】
また、上記燃料噴射弁に、燃料とともにエアを該燃料噴射弁から噴出させるエアアシスト手段が付設されている場合は、上記既燃ガス還流弁の開弁中は、上記エアアシスト手段により還流既燃ガスの圧力以上の圧力を有するエアを上記燃料噴射弁から噴出させることにより、燃料噴射弁のノズルが還流既燃ガスに直接さらされるのを回避することができる。
【００５５】
さらに、エンジンが専用の既燃ガス還流弁を吸気弁とは別個に設ける場合は、動弁機構が簡単になり、かつ吸気弁を既燃ガス還流弁に兼用する場合のカム駆動損失を低減することができる。その場合、上記専用の既燃ガス還流弁を上記吸気ポートから分岐された既燃ガス還流ポートに設け、上記燃料噴射弁から噴射される燃料が上記吸気ポートを横切って上記既燃ガス還流ポートに向かうように、上記燃料噴射弁を上記既燃ガス還流ポートを指向させて上記吸気ポートに配設するとともに、上記既燃ガス還流弁が開弁される運転状態においては、上記燃料噴射弁からの燃料噴射を上記既燃ガス還流弁の開弁時期に同期させて行い、かつ上記既燃ガス還流弁のが開弁動作が休止される運転状態においては、上記燃料噴射弁からの燃料噴射を吸気行程に同期させて行うことにより、燃料噴霧のブレークアップレングスを確保でき、吸気ポート内における燃料の壁面付着量を減らすことができる。また、上記既燃ガス還流弁は上記吸気弁と同径でも良いが、吸気弁を既燃ガス還流弁よりも大径に形成することにより、既燃ガス還流時には、吸気に吹き戻された燃料が大径の吸気弁の位置から燃焼室内に流入して広範囲に拡散し、還流停止時には、吸気行程に同期した燃料噴射により、燃料噴霧が吸気に曲げられて大径の吸気弁の位置から燃焼室内に流入して広範囲に拡散するから、吸気との混合が促進されて、燃焼性が向上する利点がある。
【００５６】
【実施例】
以下、本発明の実施例について、図面を参照して詳細に説明する。
【００５７】
図２に示すように、本発明に係わるエンジンＥは、シリンダブロック１のシリンダボア１ａ内に摺動自在に収納されたピストン２と、上記シリンダブロック１の上端に固定されたシリンダヘッド３とを備え、シリンダブロック１とピストン２とシリンダヘッド３とによって燃焼室４が形成されている。
【００５８】
シリンダヘッド３には、図３（ａ）に示すように、燃焼室４に開口する第１および第２の吸気ポート５ａ，５ｂおよび第１および第２の排気ポート６ａ，６ｂが設けられるとともに、上記吸気ポート５ａ，５ｂをそれぞれ開閉する第１および第２の吸気弁７ａ，７ｂと、上記排気ポート６ａ，６ｂをそれぞれ開閉する第１および第２の排気弁８ａ，８ｂが装着されている。
【００５９】
上記吸気ポート５ａ，５ｂは、その直上流側で合流して共通の吸気ポート９を形成しており、吸気ポート５ａ，５ｂに燃料を噴射するための燃料噴射弁１０が上記共通吸気ポート９の中央に取り付けられており、燃料噴射弁１０は、吸気ポート５ａ，５ｂの間の仕切壁９ａに向けて設けられている。また、図３（ｂ）は、図３（ａ）と同一の吸気ポート構造を有するが、燃料噴射弁１０が第１の吸気ポート５ａ側にオフセットして設けられた場合の構成を示している。
【００６０】
いずれの構成においても、低負荷時には、吸気行程における第２の吸気弁７ｂの開弁動作を休止させて、第２の吸気ポート５ｂを閉じることにより、吸入空気を第１の吸気ポート５ａに流速を速めながら流入させて、燃焼室４内にスワールを発生させるように構成されている。
【００６１】
さらに、吸気ポート５ａ，５ｂがその直上流側では合流せず、シリンダヘッド３内では互いに独立的に設けられている場合を図３（ｃ）に示してある。この構成では、燃料噴射弁１０が第１の吸気ポート５ａに設けられているとともに、第２の吸気ポート５ｂにはスワール制御弁１８が設けられている。そして、低負荷時に、このスワール制御弁１８を閉じて、吸入空気を第１の吸気ポート５ａに流速を速めながら流入させて、燃焼室４内にスワールを発生させるように構成されている。また、上記スワール制御弁１８を設ける代わりに、図３（ａ），（ｂ）の構成と同様に、低負荷時には、吸気行程における第２の吸気弁７ｂの開弁動作を休止させるようにしても良い。なお、図３（ｂ），（ｃ）では、排気ポート６ａ，６ｂを省略してある。
【００６２】
いずれの吸気ポート構造においても、吸気ポート５ａ，５ｂの上流側の吸気通路には、図２に示すように、吸気ポート５ａ，５ｂの開閉に伴う吸気エアの脈動を緩和するために一定の容積を有するサージタンク１１が配置され、このサージタンク１１の上流側の吸気通路には、エンジンＥに供給する吸気量をアクセルペダル（図示は省略）の踏み込み量に応じて制御するスロットル弁１２が介設されている。また、スロットル弁１２の上流側には、エンジンＥに供給される吸気量を軽量するエアフローメータ１３と、吸気系の入口部に位置するエアクリーナ１４とが配置されている。一方、上記排気ポート６ａ，６ｂは排気通路１５に連通している。
【００６３】
本発明が適用されるエンジンは、図１に示したように、燃焼行程終期から吸気行程初期までの間所定期間だけ運転状態（特に冷間時）に応じて微小量開弁して、既燃ガスを吸気ポートに還流させる既燃ガス還流弁を備えていることを特徴としているが、本実施例では、上記既燃ガス還流弁を別途に設けることなしに、図３（ａ）の構成では第１および第２の吸気弁７ａ，７ｂの双方を、また図３（ｂ），（ｃ）の構成では、燃料噴射弁１０が設けられている側の第１の吸気弁７ａのみを既燃ガス還流弁に兼用している。そのため、吸気行程で開弁される第１および第２の吸気弁７ａ，７ｂの双方または第１の吸気弁７ａのみが、燃焼行程の終期から排気行程の初期に亘る所定期間だけ、運転状態に応じて微小量開弁されるように、吸気弁７ａ，７ｂの動弁機構１６が構成され、かつこの動弁機構１６を油圧で駆動するアクチュエータ１７が設けられている。
【００６４】
さらに、第１および第２の吸気弁７ａ，７ｂの双方または第１の吸気弁７ａのみが既燃ガス還流弁として微小量開弁される期間に同期して、燃料噴射弁１０から燃料が噴射されるように構成され、これによって、燃焼室４内から第１および第２の吸気ポート５ａ，５ｂの双方または第１の吸気ポート５ａのみに超音速で還流（ブローバック）される高温・高圧の既燃ガスが燃料噴霧に衝突して、粗大燃料液滴をも分裂・崩壊させ、気化を促進する。したがって、燃料の壁面付着を低減して、特に冷間時のＨＣ排出量の低減に効果がある。また、同時に内部ＥＧＲが行われることにより、ＮＯX 排出量も低減される。そして、この場合、図４に示すように、気化に時間を要する粗大燃料液滴や燃料だれの発生しやすい噴射終了時期を、還流の運動量が大きい還流期間の前半に一致させることにより、高温ガスの超音速流と噴射燃料とを効果的に衝突させるようにしている。
【００６５】
上記動弁機構１６を油圧で駆動するアクチュエータ１７は、各種の運転条件のデータを読み込んだコントロールユニット２０からの出力信号によって、燃料噴射弁１０とともに制御される。
【００６６】
上記コントロールユニット２０には、アクセルペダル（図示は省略）の踏み込み量、すなわち、エンジン負荷に応じてその弁開度が変化するスロットル弁１２の開度を検出するアクセル開度センサ２１からのアクセル開度信号、エアフローメータ１３からの吸気量信号、クランク角センサ２２からのクランク角信号、水温センサ２３からの水温信号等の各種運転条件に関するデータが入力される。
【００６７】
コントロールユニット２０は、これら入力信号を受けてエンジンＥの運転状態を判断し、その判断に応じて動弁機構１６のアクチュエータ１７に指令信号を出力して、上記動弁機構１６を制御する。また同時に、燃料噴射弁１０にパルス信号を出力して、燃料噴射弁１０から噴射される燃料の噴射タイミングおよび噴射期間を制御する。
【００６８】
図５は、各気筒にそれぞれ設けられる上記動弁機構１６の１例構成を模式的に示す説明図である。
【００６９】
図５において、吸気側のカムシャフト３０には、吸気行程で吸気弁７ａ，７ｂをリフトさせるための通常の吸気用カム３１を中央にして、その両側に第１および第２のブローバック用カム３２ａ，３２ｂが所定の間隔をおいて一体に形成されている。ブローバック用カム３２ａ，３２ｂは図６（ａ）に示すようなカムプロフィールを有し、吸気用カム３１は図６（ｂ）に示すようなカムプロフィールを有している。そして、カムシャフト３０と平行に配置された図示しないロッカーシャフトに、５個のロッカーアーム３４ａ，３５ａ，３３，３５ｂおよび３４ｂがこの順序で揺動自在に配設されている。なお、図６において、ＢＤＣ1 は燃焼下死点、ＴＤＣは排気上死点、ＢＤＣ2 は吸気下死点である。
【００７０】
図５において左端に位置する第１のロッカーアーム３４ａは、一方のブローバック用カム３２ａに常時当接し、中央に位置する第３のロッカーアーム３３は吸気用カム３１に常時当接し、右端に位置する第５のロッカーアーム３４ｂは、他方のブローバック用カム３２ｂに常時当接しており、これら３個のロッカーアーム３４ａ，３３，３４ｂは吸気弁７ａ，７ｂに係合する端部を備えておらず、ロッカーアーム３４ａと３３との間に隣接して介装された第２のロッカーアーム３５ａが第１の吸気弁７ａに常時係合し、また、ロッカーアーム３３と３４ｂとの間に隣接して介装された第４のロッカーアーム３５ｂが第２の吸気弁７ｂに常時係合するように構成されている。
【００７１】
ロッカーアーム３４ａと３５ａとの間には、両ロッカーアーム３４ａ，３５ａを連動状態または非連動状態に択一的に切換える切換手段を構成する第１のピン結合機構３６Ａが設けられ、ロッカーアーム３５ａと３３との間には、両ロッカーアーム３５ａ，３３を連動状態または非連動状態に択一的に切換える切換手段を構成する第２のピン結合機構３６Ｂが設けられ、ロッカーアーム３３と３５ｂとの間には、両ロッカーアーム３３，３５ｂを連動状態または非連動状態に択一的に切換える切換手段を構成する第３のピン結合機構３６Ｃが設けられ、ロッカーアーム３５ｂと３４ｂとの間には、両ロッカーアーム３５ｂ，３４ｂを連動状態または非連動状態に択一的に切換える切換手段を構成する第４ピン結合機構３６Ｄが設けられている。
【００７２】
これら第１〜第４のピン結合機構３６Ａ〜３６Ｄは、油圧で作動されるピストン機能を有するピン３７をそれぞれ備えている。これらピン結合機構３６Ａ〜３６Ｄの構成を第１の結合機構３６Ａを例にとってさらに詳細に説明すると、ピン３７は、ロッカーアーム３４ａのロッカーアーム３５ａ側の面に開口する嵌装孔（シリンダとして機能する）３８内に摺動自在に嵌装され、この嵌装孔３８に対向して、ロッカーアーム３５ａ側にも、上記ピン３７が摺動自在に嵌入し得る嵌装孔３９が嵌装孔３８と同軸的に形成されている。これら嵌装孔３８，３９の軸線はカムシャフト３０の軸線と平行である。嵌装孔３８の底部には油室４０が形成され、油室４０は油路４１を通じてロッカーシャフト内の油路（図示は省略）に連通しており、この油路が油圧供給源（図示は省略）に接続されている。そして、油室４０に油圧が供給されないときには、図５に示すように、ロッカーアーム３４ａ，３５ａが独立的に揺動し得る非連動状態にあるが、油室４０に油圧が供給されると、ピン３７の一部分がロッカーアーム３５ａの嵌装孔３９に挿入され、これによって、ロッカーアーム３４ａ，３５ａがピン３７を介して結合されて連動状態に切換えられる。
【００７３】
残る第２〜第４のピン結合機構３６Ｂ〜３６Ｄも同様の構成を有するが、図５から明らかなように、ロッカーアーム３３に第２および第３のピン結合機構３６Ｂ，３６Ｃの油室４０が形成され、ロッカーアーム３４ｂに第４のピン結合機構３６Ｄの油室４０が形成されている。
【００７４】
次に、以上のような構成を有する動弁機構１６の動作に関する５つのケース(1) 〜(5) について、図７〜図１１を参照しながら説明する。なお、図７〜図１１の各図において、ブローバック用カム３２ａ，３２ｂによる吸気弁７ａ，７ｂのリフト状態を左方に、吸気用カム３１による吸気弁７ａ，７ｂのリフト状態を右方に示してある。
【００７５】
(1) 図３（ａ）の構成における冷間・低負荷時（図７）：
第１、第２および第４のピン結合機構３６Ａ，３６Ｂ，３６Ｄの油室４０に油圧が供給され、ロッカーアーム３４ａ，３５ａ，３３が連動状態、ロッカーアーム３３，３５ｂが非連動状態、ロッカーアーム３５ｂ，３４ｂが連動状態になる。したがって、ブローバック時には吸気弁７ａ，７ｂの双方がリフトされる。また、吸気行程では吸気弁７ａのみがリフトされて、吸気弁７ｂは休止状態となり、燃焼室４内にスワールを発生させて、既燃ガス還流による燃焼性の悪化を抑制する。
【００７６】
(2) 図３（ａ）の構成における冷間・中高負荷時（図８）：
第１〜第４のピン結合機構３６Ａ，３６Ｂ，３６Ｃ，３６Ｄのすべての油室４０に油圧が供給され、５個のロッカーアーム３４ａ，３５ａ，３３，３５ｂ，３４ｂがすべて連動状態になる。したがって、ブローバック時にも吸気行程においても、吸気弁７ａ，７ｂの双方がリフトされる。
【００７７】
(3) 図３（ｂ）の構成、および図３（ｃ）でスワール制御弁１８を除いた構成における冷間・低負荷時（図９）：
第１、第２ピン結合機構３６Ａ，３６Ｂの油室４０に油圧が供給され、ロッカーアーム３４ａ，３５ａ，３３が連動状態、ロッカーアーム３３，３５ｂが非連動状態、ロッカーアーム３５ｂ，３４ｂが非連動状態になる。したがって、ブローバック時にも吸気行程においても、吸気弁７ａのみがリフトされて、吸気弁７ｂは休止状態となり、吸気行程において燃焼室４内にスワールを発生させる。
【００７８】
(4) 図３（ａ），（ｂ）の構成、および図３（ｃ）でスワール制御弁１８を除いた構成における温間・低負荷時（図１０）：
第２ピン結合機構３６Ｂの油室４０のみに油圧が供給され、ロッカーアーム３５ａ，３３が連動状態、他は非連動状態になる。したがって、ブローバックは行われず、吸気行程においては、吸気弁７ａのみがリフトされて、吸気弁７ｂは休止状態となり、燃焼室４内にスワールを発生させる。
【００７９】
(5) 同温間・中高負荷時（図１１）：
第２、第３ピン結合機構３６Ｂ，３６Ｃの油室４０に油圧が供給され、ロッカーアーム３５ａ，３３，３５ｂが連動状態になる。したがって、ブローバックは行われず、吸気行程においては、吸気弁７ａ，７ｂの双方がリフトされる。
【００８０】
上記５つのケースにおける第１〜第４のピン結合機構３６Ａ，３６Ｂ，３６Ｃ，３６Ｄおよび吸気弁７ａ，７ｂの動作状態を下記の表１にまとめて示す。
【００８１】
【表１】

Figure 0003661200
【００８２】
ここで、燃料の気化・霧化の促進対策について述べる。
【００８３】
燃焼行程終期から排気行程初期に亘る吸気弁７ａ，７ｂまたは７ａの微小量開弁による既燃ガスの還流期間ＴB と燃料噴射弁１０の燃料噴射期間Ｔ1 との関係について述べると、燃料噴射期間Ｔ1 が還流期間ＴB よりも短いときには（Ｔ1＜ＴB ）、図４に示したように、気化に時間を要する粗大燃料液滴や燃料だれの発生しやすい噴射終了時期を、還流の運動量が大きい還流期間ＴB の前半に一致させることにより、高温ガスの超音速流と噴射燃料とを効果的に衝突させている。
【００８４】
しかしながら、燃料噴射期間Ｔ1 が還流期間ＴB よりも長い運転条件においては、燃料噴射弁１０から噴射された燃料噴霧が吸気ポートの燃焼室４への開口部に到達するのに要する時間Ｔを考慮して燃料噴射期間Ｔ1 を設定する必要がある。すなわち、図１２に示すように、ＴB ＜Ｔ1 ≦ＴB ＋Ｔの場合は、還流開始時点よりも時間Ｔだけ以前に燃料噴射を開始することにより、Ｔ1 −ＴB に相当する期間の噴霧も還流と衝突させて燃料の破砕・気化を促進することができる。また、Ｔ1 ＞ＴB ＋Ｔの場合は、噴射開始時点を上記と同様にすると、Ｔ1 −（ＴB ＋Ｔ）に相当する期間の噴霧が還流と接触しなくなるため、噴射終了時点を還流終了時点に一致させて、上記余剰分の燃料を還流開始以前に噴射しておくことにより、噴射燃料のすべてを吸気ポート内で還流に接触させて、気化の悪化を防止することができる。
【００８５】
さらに、燃料噴射期間Ｔ1 が還流期間ＴB よりも長いときに、吸気ポートの内部に、この吸気ポートの断面積を絞ることができる絞り手段を設けることによっても燃料の気化を促進させることができる。例えば、図１３に示すように、吸気ポート５ａの上壁部に配置される燃料噴射弁１０に対して、燃料噴射弁１０の下流側の吸気ポート５ａの下壁部に、この吸気ポート５ａの断面積を絞ることができるプレート４５を設け、このプレート４５の角度を変えることにより、還流量が一定でも還流時間を変化させることができる。これにより、負荷に対する還流量と、燃料気化とを制御することができる。そして、この場合、上記プレート４５が、還流ガスを燃料噴射弁１０の噴射口に向かって偏向させる偏向板として作用して、燃料気化を促進させることができる。
【００８６】
あるいは、図１４に示すように、通常は開いていて吸気エアに対しては抵抗とならないが、吸気エアとは逆方向の還流ガスによって閉じるように構成されたリードバルブ４６を、燃料噴射弁１０の上流側の吸気ポート５ａの内部に設けても良い。この場合は、還流時間が長くなることにより、気化を促進できる。
【００８７】
また、図１５に示すように、１サイクル中に燃料を例えば２回噴射させることにし、第１回目の燃料噴射期間を上記既燃ガス還流期間に一致させ、かつ第２回目の燃料噴射期間を排気弁８ａ，８ｂの開弁期間と吸気弁７ａ，７ｂの開弁期間とのオーバラップ期間に一致させることにより、それぞれの期間における既燃ガスの還流を利用して、燃料の気化を図ることができる。
【００８８】
さらに、図１６に示すように、吸気ポート５ａの通常位置に配置した第１の燃料噴射弁１０ａに加えて、吸気ポート５ａの上流側に第２の燃料噴射弁１０ｂを設け、両燃料噴射弁１０ａ，１０ｂから同時に燃料を噴射することにより、燃料噴射時間を短縮するとともに、１回の還流を２度に亘って燃料噴霧に衝突させて、燃料の気化を図ることもできる。
【００８９】
また、還流既燃ガスは吸気ポート５ａの上方に偏って流れるから、図１７（ａ）に示すように、吸気ポート５ａの燃焼室４内への開口部の上方部分に隆起部４７を形成して、あるいは図１７（ｂ）に示すように、吸気バルブ５ａの傘部の吸気ポート５ａ側の面にシュラウド４８を設けて、吸気ポート５ａ上方の還流既燃ガス流路を狭めることにより、吸気ポート５ａ内の還流分布を均一化して、燃料噴霧および壁面付着燃料の気化を図ることができる。
【００９０】
また、これとは逆に、吸気ポート５ａの上方に偏って流れる還流既燃ガスの性質を利用して、図１８に示すように、燃料噴射弁１０の燃料噴射方向を吸気ポート５ａの上壁部とすることにより、還流既燃ガスの利用度を高め、燃料の気化を図ることもできるとともに、吸気ポート５ａ下部からの液垂れを防止することができる。
【００９１】
さらに、図１９に示すように、図１８と同様に燃料噴射方向を吸気ポート５ａの上壁部とした第１の燃料噴射弁１０ａに加えて、燃料噴射方向を吸気ポート５ａの燃焼室４への開口部とした第２の燃料噴射弁１０ｂを設け、既燃ガス還流が行われる運転状態（冷間時）では上向きの第１の燃料噴射弁１０ａから燃料を噴射し、既燃ガス還流が行われない運転状態（温間時および全負荷時）では下向きの第２の燃料噴射弁１０ｂから燃料を噴射するようにしても良い。図１９（ａ）は、第１および第２のの燃料噴射弁１０ａ，１０ｂを１つの吸気ポート５ａに縦列配置した場合を示し、図１９（ｂ），（ｃ）は、第１および第２のの燃料噴射弁１０ａ，１０ｂを並列配置した場合である。すなわち、図１９（ｂ）では、図３（ａ）と同様に第１および第２の吸気ポート５ａ，５ｂがその直上流側で合流して共通の吸気ポート９を形成している構成において、既燃ガス還流が行われる運転状態で動作する上向きの第１の燃料噴射弁１０ａを第１の吸気ポート５ａ側にオフセットさせて共通吸気ポート９に配置し、既燃ガス還流が行われない運転状態で動作する下向きの第２の燃料噴射弁１０ｂを共通吸気ポート９の中央に配置している。また、図１９（ｃ）では、図３（ｃ）と同様に第１および第２の吸気ポート５ａ，５ｂが互いに独立的に設けられている構成において、既燃ガス還流が行われる運転状態で動作する上向きの第１の燃料噴射弁１０ａを第１のの吸気ポート５ａ配置し、既燃ガス還流が行われない運転状態で動作する下向きの第２の燃料噴射弁１０ｂを第２の吸気ポート５ｂに配置している。
【００９２】
さらに、図２０に示すように、還流が吸気ポート５ａ内で旋回するように吸気ポート５ａを斜めに設け、この旋回する還流ガスによって、燃料噴射弁１０から噴射された燃料噴霧および吸気ポート５ａの壁面に付着した燃料の気化を図るようにしても良い。あるいは、図２１（ａ），（ｂ）に示すように、吸気弁７ａの傘部の吸気ポート５ａ側の面に還流偏向板４９を設け、この還流偏向板４９によって、還流を吸気ポート５ａ内で旋回させるようにしても良い。また、上記還流偏向板４９を吸気ポート５ａ側に設けても良い。
【００９３】
ところで、上述のような既燃ガス還流制御を実行する場合に、多気筒エンジンでは、各気筒間の構造上のばらつきから、既燃ガス還流量にもばらつきが生じることが起こり得る。特に低負荷時には燃焼条件が悪い上に吸気ポート内と筒内との圧力差が大きいため、還流量が多くなる。したがって、還流量のばらつきにより各気筒の燃焼状態が異なって、エンジンの回転変動が発生しやすい。
【００９４】
そこで、回転変動センサまたは筒内圧センサ等のような検出手段を設けて各気筒の燃焼状態を検出し、燃焼が遅い（還流量が多い）気筒に対しては燃料噴射量を増加させて空燃比をリッチ側に移行させ燃焼を速めることにより、各気筒の燃焼状態のばらつきを補正して回転変動を抑制することができる。ただし、この回転変動は負荷の増大に伴って発生しにくくなるから、負荷が増大すれば噴射量の補正量を減少させるのが良い。
【００９５】
また燃焼が遅い（還流量が多い）気筒は、点火時期を進角させ、燃焼が速い気筒は、点火時期を遅角させることによっても、回転変動を抑制することができる。
【００９６】
さらに、冷間高負荷時には、還流量が減少するため、燃料が気化しにくくなるが、エンジンの排気マニホールドに排気シャッター弁（図示は省略）を設け、還流量が減少したときに上記排気シャッター弁を閉制御することにより、還流量を増加させることができる。すなわち、高負荷領域で排気シャッター弁を図２２に示すように閉じて行くと、排気圧力が高まって十分な還流量が得られる。したがって、高負荷時に吸気弁を早期開弁するシステムを用いることなしに気化を促進させることができる。また、高負荷時にＥＧＲが行われるため、ＮＯX が低減され、またスロットル開度増大によりポンピングロスが減少し、燃費改善もできる。そして、この場合は排気温度によって冷間から温間への切換え判定を排気温度によって行うとともに、上記排気シャッター弁に形状記憶合金を用いることにより、制御システムの簡略化を図ることができる。
【００９７】
次に、既燃ガス還流状態から非還流状態への切換え時に、燃焼状態が急激に変化することにより、トルクショックが発生することがある。トルクショックの発生を防止する方法について以下に説明する。
【００９８】
上記既燃ガス還流、非還流の制御切換えは、部分負荷（スロットル開度半開）と全負荷（ＷＯＴ、スロットル開度全開）との間でも行われるが、例えば上記排気シャッター弁が設けられている場合は、図２３に示すように、この排気シャッター弁を徐々に開閉することにより、還流量（内部ＥＧＲ量）が徐々に変化するから、上記既燃ガス還流、非還流の制御切換えによるトルクショックの発生を防止することができる。また、エンジン水温に基づいて既燃ガス還流、非還流の制御切換えを行う場合にも、同様の排気シャッター弁制御を行うことによりトルクショックの発生を防止することができる。
【００９９】
さらに、既燃ガス還流、非還流の制御切換え時に空燃比の補正制御を行うことにもトルクショックの発生を防止することができる。すなわち、図２４に示すように、既燃ガス還流状態から非還流状態への切換え時には、空燃比を一旦リーン側に補正した後、徐々に適正空燃比に戻し、既燃ガス非還流状態から還流状態への切換え時には、空燃比を一旦リッチ側に補正した後、徐々に適正空燃比に戻すことにより、切換え時のトルクショックの発生を防止することができる。
【０１００】
また、既燃ガス還流用カム（図５の３２ａ，３２ｂ）のリフトタイミングまたはリフト量を可変できる構成とし、既燃ガス還流状態から非還流状態への切り換え時には、図２５に示すように、既燃ガス還流用カムのリフトタイミングを徐々に遅らせ、既燃ガス非還流状態から還流状態への切り換え時には、遅らせておいた既燃ガス還流用カムのリフトタイミングを徐々に早めることにより、切換え時のトルクショックの発生を防止することができる。
【０１０１】
さらに、既燃ガス還流状態から非還流状態への切り換え時に、図２６に示すように、点火時期を一旦遅角させてから徐々に適正点火時期に戻すようにしても、切換え時に発生するのトルクショックを軽減できる。
【０１０２】
また、エンジンが冷間から温間になって、既燃ガス還流状態から非還流状態への切換え制御が行われるとき、図２７に示すように、既燃ガス還流による内部ＥＧＲ量と同量の外部ＥＧＲを導入した後、この外部ＥＧＲ量を徐々に減らして行くことにより、ＥＧＲ量の急激な変化を阻止し、これによって、トルクショックの発生を防止することができる。
【０１０３】
また、既燃ガス還流中にスロットルが開方向に変化すると（負荷増大）、還流量が減少し、気化状態が悪化してＨＣ排出量が増加したり、内部ＥＧＲ効果の減少によりＮＯX 排出量が増加したりするため、外部ＥＧＲを導入する。ただし、外部ＥＧＲを導入したのみでは、さほど気化が促進されない。そこで、図２８に示すように、外部ＥＧＲを吸気ポート５ａに導入するノズル５０を燃料噴射弁１０のノズルに対向させて設けると、燃料噴射弁１０から噴射された燃料噴霧が直接外部ＥＧＲガスに当たり、気化の悪化を阻止してＨＣ排出量の増加を防止することができる。
【０１０４】
次に加速時および減速時の制御について説明する。
【０１０５】
燃料に臨時噴射を伴う加速時において、従来は、燃料の壁面付着を見込んで、臨時噴射分の燃料を増量させており、これが燃費を悪化させていた。そこで、臨時噴射時期を、ブローバックにより還流された高温の既燃ガスが再び吸気ポートを通過する吸気行程初期に設定することにより、その燃料噴霧の気化を促進し、壁面付着量を減少させることができ、これによって、燃料の加速増量（臨時噴射パルス幅）の減少による燃費の改善と、ＨＣ排出量の増加防止とを図ることができる。また、燃料の壁面付着量の減少により、燃料の輸送遅れが低減されるため、加速応答性も向上する。
【０１０６】
一方、ブローバックによる既燃ガスの還流中あるいは還流後から吸気開始間での間に、減速のためにスロットルが閉方向に変化すると、吸入空気量の減少により、空燃比が一時的にリッチになり、ＨＣ排出量が増加する。そこで、スロットルが閉動作中で燃料カットが行われるまでは、点火時期を遅角補正して排気温度を高めることにより、ＨＣ排出量の増加を抑制することができる。
【０１０７】
次に、燃料噴射弁１０のノズルがブローバックによる既燃ガスに直接さらされると、燃料噴射弁１０のノズルが目詰まりを起こすおそれがある。その対策について以下に説明する。
【０１０８】
１つの対策は、図２９に示すように、燃料噴射終了時期を還流終了時期に一致させることである。また、１サイクルで２回以上の燃料噴射を行うことでも良い。特に、図１５に示したように、ブローバック時と、吸排気行程のオーバーラップ時とにおいて燃料噴射を行うことが効果的である。さらに、燃料の気化を促進する手段として、燃料噴射弁が燃料とともにエアをノズルから噴出させるエアアシスト手段を備えている場合に、アシストエア圧を大気圧以上に高めるとともに、既燃ガス還流中はエア噴射を持続することにより、燃料噴射弁およびエア噴射弁のノズルが直接既燃ガスにさらされるのを防止することができる。
【０１０９】
ところで、図５〜図１１に示す動弁機構１６は、吸気弁７ａ，７ｂのうちの少なくとも一方を既燃ガス還流弁に兼用する場合の動弁機構であり、少なくとも一方の吸気弁７ａが１サイクルに２回リフトするように構成されている。
【０１１０】
このような２回リフトによるカム駆動損失を低減し、機械抵抗の増大を防止するため、図３０に示すように、一方の吸気弁７ａを専用の吸気弁として用い、他方の吸気弁を専用の既燃ガス還流弁５１としても良い。その場合、吸気ポート５ａから分岐された既燃ガス還流ポート５２を設ける。そして、吸気ポート５ａの既燃ガス還流ポート５２との分岐部の上流側において分岐部側とは反対側のポート壁に燃料噴射弁１０を配置し、この燃料噴射弁１０から燃料を既燃ガス還流ポート５２に向けて噴射する。このような構成により、燃料噴霧のブレークアップレングスを確保でき、燃料の壁面付着量を低減することができる。
【０１１１】
図３１も、専用の既燃ガス還流弁５１を設けた場合である。この場合、専用の吸気弁７ａを大径として中心に配置し、専用の既燃ガス還流弁５１は小径として、比較的狭い既燃ガス還流ポート５２を設ける。燃料噴射弁１０の燃料噴射方向は、図３０と同様に既燃ガス還流ポート５２に向ける。そして、既燃ガス還流時には、既燃ガス還流弁５１の開弁時期に同期して燃料噴射弁１０から燃料を噴射させる。還流により吹き戻された燃料は大径の吸気弁７ａの位置から燃焼室４内に流入して広範囲に拡散し、空気と混合される。還流停止時には、吸気行程で燃料噴射を行うことにより、燃料噴霧は吸気流により曲げられて、大径の吸気弁７ａの位置から燃焼室４内に流入し、広範囲に拡散して空気と混合される。したがって、燃焼性も向上される。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明によるエンジンの制御装置の構成およびその作用を示す説明図
【図２】本発明が適用されるエンジンの断面図
【図３】エンジンの吸気ポートの構造に対する燃料噴射弁の配置を説明する平面図
【図４】既燃ガス還流時の燃料噴射期間と吸気弁の開弁期間との関係を示す特性図
【図５】動弁機構の１例構成を示す説明図
【図６】吸気弁の開弁特性を示す特性図
【図７】既燃ガス還流時には第１および第２の吸気弁の双方を開弁させ、吸気行程では第１の吸気弁のみを開弁させる場合の動弁機構の動作説明図
【図８】既燃ガス還流時および吸気行程の双方で第１および第２の吸気弁を開弁させる場合の動弁機構の動作説明図
【図９】既燃ガス還流時および吸気行程の双方で第１の吸気弁のみを開弁させる場合の動弁機構の動作説明図
【図１０】既燃ガス還流時にはいずれの吸気弁をも開弁させず、吸気行程で第１の吸気弁のみを開弁させる場合の動弁機構の動作説明図
【図１１】既燃ガス還流時にはいずれの吸気弁をも開弁させず、吸気行程で第１および第２の吸気弁を開弁させる場合の動弁機構の動作説明図
【図１２】既燃ガス還流時の燃料噴射期間と吸気弁の開弁期間との関係を示す特性図
【図１３】燃料噴射弁の下流側に吸気ポートを絞るプレートを設けた状態を示す説明図
【図１４】燃料噴射弁の上流側に吸気ポートを絞るリードバルブを設けた状態を示す説明図
【図１５】燃料噴射を複数回行う場合の燃料噴射時期の説明に供する特性図
【図１６】吸気ポートに２個の燃料噴射弁を設けた状態を示す説明図
【図１７】還流既燃ガスを吸気ポートに平均的に還流させる手段を示す説明図
【図１８】燃料噴射弁を吸気ポートの上壁部を指向させた状態を示す説明図
【図１９】互いに燃料噴射方向を異にする２個の燃料噴射弁を設けた状態を示す説明図
【図２０】既燃ガスを吸気ポートで旋回させる手段の１例を示す説明図
【図２１】既燃ガスが吸気ポートで旋回させる手段の他の例を示す説明図
【図２２】負荷と排気シャッター弁の開度との関係を示す特性図
【図２３】スロットル弁開度と排気シャッター弁の開度と還流量との関係を示すタイミングチャート
【図２４】還流・非還流の切換え時における空燃比の補正制御の説明に供するタイミングチャート
【図２５】還流・非還流の切換え時における既燃ガス還流弁の開弁時期変更動作の説明に供するタイミングチャート
【図２６】還流・非還流の切換え時における点火時期の補正制御の説明に供するタイミングチャート
【図２７】還流・非還流の切換え時における外部ＥＧＲ量の変化を示す特性図
【図２８】外部ＥＧＲノズルと燃料噴射弁との配置関係を示す説明図
【図２９】既燃ガス還流量と燃料噴射期間との関係を示す特性図
【図３０】専用の既燃ガス還流弁を設けた場合の燃料噴射弁の配置を示す説明図
【図３１】専用の既燃ガス還流弁を設けた場合の燃料噴射弁の配置を示す説明図
【符号の説明】
５ａ，５ｂ 吸気ポート
７ａ，７ｂ 吸気弁
１６ 動弁機構
２０ コントロールユニット
３０ カムシャフト
３１ 吸気用カム
３２ａ，３２ｂ 既燃ガス還流用カム
３３ ロッカーアーム
３４ａ，３４ｂ ロッカーアーム
３５ａ，３５ｂ ロッカーアーム
３６Ａ〜３６Ｄ ピン結合機構 （切換手段）
３７ ピン
４０ 油室
５１ 既燃ガス還流弁
５２ 既燃ガス還流ポート[0001]
[Industrial application fields]
  The present invention relates to an engine control device, and more particularly to an engine control device that improves emission characteristics particularly in a cold cycle in a four-cycle engine having a fuel injection valve in an intake port that is opened and closed by an intake valve.
[0002]
[Prior art]
  In the conventional vehicle engine, from the viewpoint of exhaust gas purification, a part of the exhaust gas is returned to the intake system or the combustion chamber to reduce the NOx content in the exhaust gas.
[0003]
  In this exhaust gas recirculation (hereinafter abbreviated as “EGR”), the exhaust passage and the intake passage are communicated with each other through a pipe provided with a flow rate control valve (EGR valve), and a part of the exhaust gas is passed through this pipe. There are roughly divided into an external EGR system that recirculates to the intake system and an internal EGR system that leaves a part of the burned gas in the combustion chamber.
[0004]
  By the way, in the case of the internal EGR system, part of the burned gas remains in the combustion chamber, so that the residual gas having a relatively high temperature heats the new air-fuel mixture, so that the fuel vaporization can be promoted. The internal EGR can be achieved by lengthening the overlap period between the intake stroke and the exhaust stroke. For example, Japanese Patent Laid-Open No. 5-272364 discloses a variable overlap period between the intake stroke and the exhaust stroke. Thus, an engine is described in which an internal EGR amount corresponding to the operating state of the engine is obtained.
[0005]
  On the other hand, in a conventional four-cycle engine having a fuel injection valve in the intake port, the HC content in the exhaust gas is high due to liquid fuel adhering to the wall surface of the intake port, particularly in the cold state. That reduction was desired.
[0006]
  By the way, during the overlap period between the exhaust stroke and the subsequent intake stroke, a part of the burnt gas having a relatively high temperature is recirculated to the intake port at supersonic speed, and this burned gas is Since it acts to vaporize the liquid fuel adhering to the wall surface of the intake port, it is known that the HC emission amount during cold can be reduced by extending the overlap period.
[0007]
[Problems to be solved by the invention]
  However, if the overlap period is lengthened, there is a problem in that the stability of combustion is impaired depending on the operating state. Further, the recirculation of burned gas to the intake port during the overlap period is an exhaust gas whose in-cylinder pressure has decreased. Since it is performed at the end of the process, supersonic flow of burned gas occurs only at the very beginning of the overlap period, and therefore the effect of reducing the HC emissions during cold by the conventional internal EGR method is slight. Met.
[0008]
  In view of the above circumstances, an object of the present invention is to provide an engine control device that effectively uses the supersonic flow of the recirculated burned gas to reduce the HC emission amount in the cold state.
[0009]
[Means for Solving the Problems]
  An engine control apparatus according to the present invention is a control apparatus for a four-cycle engine having a fuel injection valve in an intake port that is opened and closed by an intake valve, as shown in FIGS. 1 (a) and 1 (b). Provided with a burned gas recirculation valve that opens a minute amount according to the operating state for a predetermined period from the end to the beginning of the intake stroke, and recirculates the burned gas to the intake port,The fuel injection by the fuel injection valve is performed in synchronization with the opening timing of the burned gas recirculation valve.It is characterized by that.
[0010]
  The burned gas recirculation valve is controlled to open when the engine is cold, and the intake valve can also be used as the burned gas recirculation valve.
[0011]
  In one aspect of the present invention, the intake valve includes first and second intake valves provided in a common intake port, and both the first and second intake valves are used as the burned gas recirculation valve. And the fuel injection valve is provided at the center of the common intake port. When the load is low, it is preferable that the opening operation of the second intake valve in the intake stroke is stopped and the second intake port is closed.
[0012]
  In another aspect of the present invention, the intake valve is provided in a common intake port and includes first and second intake valves, and only the first intake valve is used as the burned gas recirculation valve. The fuel injection valve is provided offset to the first intake valve side. Also in this case, it is preferable that the second intake port is closed by stopping the opening operation of the second intake valve in the intake stroke at the time of low load.
[0013]
  In still another aspect of the present invention, the intake valve includes first and second intake valves respectively provided in first and second intake ports formed independently of each other. The intake valve is also used as the burned gas recirculation valve, and the fuel injection valve is provided in the first intake port. Also in this case, when the load is low, the opening operation of the second intake valve in the intake stroke is stopped, or the swirl control valve provided in the second intake port is closed, and the second intake port is closed. It is preferable to configure so as to be closed.
[0014]
  In order to drive the first and second intake valves, the first burned gas recirculation cam, the intake cam, and the second burned gas recirculation cam are arranged in this order on one camshaft. And a first rocker arm that engages with the first burned gas recirculation cam and a second rocker that engages with the first intake valve. A rocker arm, a third rocker arm that engages with the intake cam, a fourth rocker arm that engages with the second intake valve, and a second burned gas recirculation cam. First, second, third, and second, wherein the fifth rocker arm and the fifth rocker arm are swingably disposed adjacent to each other, and the two rocker arms adjacent to each other are selectively switched to the interlocking state or the non-interlocking state, respectively. 4 switching means are provided.
[0015]
  The fuel injection by the fuel injection valve is performed in synchronization with the opening timing of the burned gas recirculation valve (intake valve). The end point of the fuel injection is generally set in the first half of the opening period of the burned gas recirculation valve. When the fuel injection period is longer than the opening period of the burned gas recirculation valve, the fuel injection valve is injected. The fuel injection is started before the start time of opening the burned gas recirculation valve for the time T required for the fuel to reach the opening of the intake port into the combustion chamber.
[0016]
  In addition, an intake port throttle means is provided at an intake port upstream or downstream of the fuel injection valve, and the intake port throttle means when the fuel injection period by the fuel injection valve is longer than the open period of the burned gas recirculation valve Is activated.
[0017]
  In addition to performing fuel injection by the fuel injection valve in synchronization with the opening timing of the burned gas recirculation valve, an overlap period between the opening period of the exhaust valve and the opening period of the intake valve You can also go to.
[0018]
  Furthermore, the fuel injection direction of the fuel injection valve may be directed to the upper wall portion of the intake port..
[0019]
  According to still another aspect of the engine control apparatus of the present invention, the first fuel injection valve that injects fuel toward the upper wall portion of the intake port in synchronization with the opening timing of the burned gas recirculation valve; A second fuel injection valve for injecting fuel toward the opening of the intake port to the combustion chamber in synchronization with the intake stroke in an operating state in which the opening operation of the burned gas recirculation valve is suspended ing.
[0020]
  In that case, when the first and second intake valves are provided in a common intake port, the first intake valve is also used as the burned gas recirculation valve, and the first fuel injection valve is used as the above. A common intake port is provided offset to the first intake valve side, and the second fuel injection valve is provided in the center of the common intake port.
[0021]
  When the first intake port opened and closed by the first intake valve and the second intake port opened and closed by the second intake valve are provided independently of each other, the first intake valve Is also used as the burned gas recirculation valve, the first fuel injection valve is first provided in the intake port, and the second fuel injection valve is provided in the second intake port.
[0022]
  According to still another aspect of the engine control apparatus of the present invention, the engine control device includes means for turning the burned gas recirculated to the intake port by opening the burned gas recirculation valve in the intake port.
[0023]
  The swirling means for the burned gas can be obtained only by inclining and curving the intake port through which the burned gas is recirculated, and by providing a deflection plate at the umbrella portion of the intake valve that also serves as the intake port or the burned gas recirculation valve. Can also be obtained.
[0024]
  When the engine is a multi-cylinder engine, a means for detecting the combustion state of each cylinder is provided, and the detection means corrects the air-fuel ratio of the cylinder detected to have a slow combustion speed to the rich side, or It is preferable to advance the ignition timing of the cylinder.
[0025]
  Further, a shutter valve is provided in the exhaust passage of the engine, and the shutter valve is closed and controlled at a cold high load.
[0026]
  It is also preferable to provide means for reducing torque fluctuations that may occur when switching from the operating state in which the burned gas recirculation valve is opened to the operating state in which the opening operation of the burned gas recirculation valve is suspended. .
[0027]
  This torque fluctuation reducing means includes means for gradually opening the shutter valve provided in the exhaust passage of the engine, for example. The torque fluctuation reducing means also includes means for once returning the air-fuel ratio to the lean side and then gradually returning it to the appropriate air-fuel ratio, or means for once retarding the ignition timing and then gradually returning it to the appropriate ignition timing.
[0028]
  Further, the torque fluctuation reducing means may be a means for gradually delaying the opening timing of the burned gas recirculation valve.
[0029]
  When the engine includes an external EGR means for recirculating the exhaust gas from the exhaust passage to the intake passage, the torque fluctuation reducing means once introduces a predetermined amount of the external EGR amount, and then gradually reduces the external EGR amount. It consists of means to reduce.
[0030]
  When temporary injection is performed by the fuel injection valve during engine acceleration, this temporary injection is performed at the beginning of the intake stroke. Further, at the time of deceleration, the ignition timing is retarded in response to the enrichment of the air-fuel ratio accompanying the decrease in the intake air amount.
[0031]
  It is preferable that the end point of the fuel injection synchronized with the start timing of the burned gas recirculation valve substantially coincides with the closing time of the burned gas recirculation valve.
[0032]
  When the fuel injection valve is provided with air assist means for injecting air together with fuel from the fuel injection valve, while the burned gas recirculation valve is being opened, the air assist means Preferably, air having a pressure equal to or higher than the pressure is ejected from the fuel injection valve.
[0033]
  In the present invention, the engine may provide a dedicated burned gas recirculation valve separately from the intake valve. In that case, the dedicated burned gas recirculation valve is provided in the burned gas recirculation port branched from the intake port, and the fuel injected from the fuel injection valve crosses the intake port to the burned gas recirculation port. The fuel injection valve is directed to the burned gas recirculation port so as to face the intake port, and in an operating state in which the burned gas recirculation valve is opened, In the operation state in which fuel injection is performed in synchronization with the opening timing of the burned gas recirculation valve and the open operation of the burned gas recirculation valve is stopped, the fuel injection from the fuel injection valve is taken in. It is done in synchronization with the process. Moreover, it is preferable that the said intake valve is formed larger diameter than the said burned gas recirculation valve.
[0034]
[Operation and effect of the invention]
  According to the present invention, there is provided a burned gas recirculation valve that opens a minute amount according to the operating state for a predetermined period from the end of the combustion stroke to the beginning of the intake stroke and recirculates the burned gas to the intake port. As shown in FIG. 1, since a part of the high-temperature burned gas recirculates (blows back) to the intake port at supersonic speed and collides with the fuel spray injected from the fuel injection valve, Vaporization is promoted and NOx emissions are reduced by the internal EGR effect.
[0035]
  In particular, when the burned gas is recirculated in the cold state, coarse droplets injected from the fuel injection valve in the cold state break up and collapse, and vaporization is promoted. The amount of wall surface adhesion is reduced, and the HC emission amount is greatly reduced.
[0036]
  That is, fuel is injected by the fuel injection valve in synchronism with the opening timing of the burned gas recirculation valve, so that high temperature and high pressure burned gas recirculated to the intake port at a supersonic speed collides with fuel spray. As a result, even coarse fuel droplets are broken up and disintegrated, and vaporization is promoted. This can reduce the adhesion of fuel to the wall surface, and can effectively reduce the amount of HC emissions particularly during cold weather. .
[0037]
  Further, when the intake valve is composed of the first and second intake valves, the valve arrangement with respect to the combustion chamber of the engine can be achieved by using only the first intake valve or both intake valves as the burned gas recirculation valve. There is an advantage that the present invention can be implemented only by changing the valve drive mechanism without changing it. When the load is low, the opening operation of the second intake valve in the intake stroke is suspended, so that swirl is generated in the combustion chamber, thereby avoiding the possibility of deterioration in combustibility due to the circulation of burned gas. it can.
[0038]
  Further, in order to drive the first and second intake valves, the first burned gas recirculation cam, the intake cam, and the second burned gas recirculation cam are connected to one camshaft. A first rocker arm that engages with the first burned gas recirculation cam and a first rocker arm that engages with the first intake valve are arranged in parallel and arranged on a rocker shaft that is arranged in parallel with the camshaft. 2 rocker arms, a third rocker arm that engages with the intake cam, a fourth rocker arm that engages with the second intake valve, and the second burned gas recirculation cam. First, second, and third rocker arms that are adjacent to each other and are swingably disposed, and that selectively switch between two rocker arms that are adjacent to each other in a linked state or a non-linked state. And by providing the fourth switching means By selecting the interlocking state or the non-interlocking state of the first to fourth switching means, various operation modes of the first and second intake valves adapted to the structure of the intake port and the arrangement of the fuel injection valves can be selected. It becomes possible.
[0039]
  In the present invention, the fuel injection by the fuel injection valve is performed in synchronization with the opening timing of the burned gas recirculation valve (intake valve). By setting the end point of the injection, which is likely to generate anybody, in the first half of the burned gas recirculation period in which the recirculation momentum is large, the high-temperature blowback gas can be effectively collided with the fuel spray.
[0040]
  In addition, an intake port throttle means is provided at an intake port upstream or downstream of the fuel injection valve, and the intake port throttle means when the fuel injection period by the fuel injection valve is longer than the open period of the burned gas recirculation valve Therefore, the recirculation time becomes longer and the vaporization of fuel is promoted.
[0041]
  Further, in addition to performing fuel injection by the fuel injection valve in a plurality of times in synchronization with the opening timing of the burned gas recirculation valve, the exhaust valve opening period and the intake valve opening By performing fuel injection also in the overlap period with the period, the recirculation of burned gas in the overlap period can also be used for fuel vaporization.
[0042]
  Furthermore, since the burnt gas to be recirculated is biased above the intake port, vaporization is promoted by directing the fuel injection direction of the fuel injection valve to the upper wall portion of the intake port.The
[0043]
  Further, when the fuel injection direction of the fuel injection valve is directed to the upper wall portion of the intake port, the fuel collides with the recirculated burned gas and the vaporization is promoted when the burned gas recirculation valve is cold. However, in an operating state in which the opening operation of the burned gas recirculation valve is suspended, such as when warm, it is less preferable to direct the fuel injection direction of the fuel injection valve to the upper wall portion of the intake port. Absent. Therefore, the first fuel injection valve that injects fuel toward the upper wall portion of the intake port in synchronization with the opening timing of the burned gas recirculation valve and the opening operation of the burned gas recirculation valve are suspended. By providing the second fuel injection valve that injects fuel toward the opening of the intake port toward the combustion chamber in synchronization with the intake stroke in the operating state, it is possible to suppress the deterioration of emission and fuel consumption.
[0044]
  Further, by providing means for turning the burned gas recirculated to the intake port by opening the burned gas recirculation valve in the intake port, fuel vaporization and vaporization of the wall-attached fuel can be promoted.
[0045]
  In addition, when the engine is a multi-cylinder engine, the combustion gas recirculation amount also varies due to the structural variation of each cylinder. Since the pressure difference from the inside is large, the combustion state of each cylinder differs due to the variation in the amount of recirculation, and engine rotation fluctuations are likely to occur. Accordingly, means for detecting the combustion state of each cylinder is provided, and the detection means corrects the air-fuel ratio of the cylinder detected to have a low combustion speed to the rich side, or advances the ignition timing of the cylinder. As a result, engine rotation fluctuations can be suppressed.
[0046]
  Further, even when the burned gas is recirculated, the recirculation amount is reduced when the cold load is high, because the throttle valve is greatly opened and the negative pressure in the intake port is reduced. By providing a shutter valve in the passage and closing the shutter valve during a cold high load, the exhaust pressure increases and a sufficient recirculation amount can be obtained. In addition, since EGR can be performed at high loads, NOx emissions are reduced.
[0047]
  Furthermore, when switching from the operating state in which the burned gas recirculation valve is opened to the operating state in which the opening operation of the burned gas recirculation valve is stopped, the internal EGR is suddenly lost, so the combustion state changes rapidly. Torque shock is generated, but at the time of switching, the shutter valve provided in the exhaust passage of the engine is gradually opened to thereby gradually change the combustion state and suppress the occurrence of torque shock. .
[0048]
  In addition, at the time of switching, the combustion state is corrected by temporarily correcting the air-fuel ratio to the lean side and then gradually returning it to the appropriate air-fuel ratio, or once retarding the ignition timing and gradually returning to the appropriate ignition timing. Can be prevented, thereby suppressing the occurrence of torque shock.
[0049]
  Further, at the time of the above switching, the combustion state is gradually decreased by not stopping the opening operation of the burned gas recirculation valve immediately, but by gradually delaying the valve opening timing and then stopping the opening operation of the burned gas recirculation valve. Therefore, the occurrence of torque shock can be suppressed.
[0050]
  Further, when the engine includes an external EGR means for recirculating the exhaust gas from the exhaust passage to the intake passage, after the external EGR amount of a predetermined amount is once introduced at the time of the switching, the external EGR amount is gradually decreased. As a result, the amount of EGR can be gradually reduced, so that the occurrence of torque shock can also be suppressed.
[0051]
  By the way, since the high-temperature burned gas recirculated by blowback passes through the intake port toward the combustion chamber together with the intake air at the initial stage of the intake stroke, the temporary injection is performed by the fuel injection valve during engine acceleration. By performing the injection in the initial stage of the intake stroke, vaporization of the spray is promoted, and the amount of fuel adhering to the wall surface of the intake port is reduced. Therefore, the delay in transporting the fuel is reduced, and the responsiveness is improved. Further, since the fuel increase in anticipation of the wall surface adhesion is not required, the fuel consumption is improved and the increase in the HC emission amount is suppressed.
[0052]
  In addition, when the throttle valve is decelerated from the open state to the closed state, the air-fuel ratio becomes rich and the HC emission amount increases as the intake air amount decreases until the fuel cut is performed. By correcting the delay angle, the exhaust gas temperature rises, so that an increase in the HC emission amount can also be suppressed.
[0053]
  Furthermore, if the nozzle of the fuel injection valve is directly exposed to the recirculated burned gas, the nozzle may be clogged. Therefore, the fuel injection nozzle is directly exposed to the recirculated burned gas by making the end point of the fuel injection synchronized with the start timing of the burned gas recirculation valve substantially coincide with the closing time of the burned gas recirculation valve. Can be avoided.
[0054]
  Further, when the fuel injection valve is provided with air assist means for injecting air together with fuel from the fuel injection valve, the air assist means recirculates the burned fuel while the burned gas recirculation valve is open. By ejecting air having a pressure equal to or higher than the pressure of the gas from the fuel injection valve, it is possible to prevent the nozzle of the fuel injection valve from being directly exposed to the recirculated burned gas.
[0055]
  Further, when the engine is provided with a dedicated burned gas recirculation valve separately from the intake valve, the valve operating mechanism is simplified and the cam drive loss when the intake valve is also used as the burned gas recirculation valve is reduced. be able to. In that case, the dedicated burned gas recirculation valve is provided in the burned gas recirculation port branched from the intake port, and the fuel injected from the fuel injection valve crosses the intake port to the burned gas recirculation port. The fuel injection valve is directed to the burned gas recirculation port so as to face the intake port, and in an operating state in which the burned gas recirculation valve is opened, In the operation state in which fuel injection is performed in synchronization with the opening timing of the burned gas recirculation valve and the open operation of the burned gas recirculation valve is stopped, the fuel injection from the fuel injection valve is taken in. By performing in synchronization with the stroke, it is possible to ensure a break-up length of the fuel spray and reduce the amount of fuel wall surface adhesion in the intake port. The burned gas recirculation valve may have the same diameter as the intake valve. However, by forming the intake valve larger in diameter than the burned gas recirculation valve, the fuel blown back to the intake air when the burned gas recirculates. Flows into the combustion chamber from the position of the large-diameter intake valve and diffuses over a wide area, and when recirculation is stopped, fuel spray is bent into the intake air by the fuel injection synchronized with the intake stroke and burns from the position of the large-diameter intake valve Since it flows into the room and diffuses widely, there is an advantage that mixing with the intake air is promoted and the combustibility is improved.
[0056]
【Example】
  Hereinafter, embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
[0057]
  As shown in FIG. 2, the engine E according to the present invention includes a piston 2 slidably accommodated in a cylinder bore 1 a of the cylinder block 1, and a cylinder head 3 fixed to the upper end of the cylinder block 1. A combustion chamber 4 is formed by the cylinder block 1, the piston 2 and the cylinder head 3.
[0058]
  As shown in FIG. 3A, the cylinder head 3 is provided with first and second intake ports 5a, 5b and first and second exhaust ports 6a, 6b that open to the combustion chamber 4, First and second intake valves 7a and 7b for opening and closing the intake ports 5a and 5b, respectively, and first and second exhaust valves 8a and 8b for opening and closing the exhaust ports 6a and 6b, respectively, are mounted.
[0059]
  The intake ports 5 a, 5 b join together immediately upstream to form a common intake port 9, and a fuel injection valve 10 for injecting fuel into the intake ports 5 a, 5 b serves as the common intake port 9. The fuel injection valve 10 is attached to the center and is provided toward the partition wall 9a between the intake ports 5a and 5b. FIG. 3B shows the configuration when the fuel injection valve 10 is provided offset to the first intake port 5a side, although it has the same intake port structure as FIG. 3A. .
[0060]
  In any configuration, when the load is low, the valve opening operation of the second intake valve 7b in the intake stroke is stopped and the second intake port 5b is closed, whereby the intake air flows into the first intake port 5a. In the combustion chamber 4 to generate a swirl.
[0061]
  Further, FIG. 3C shows a case where the intake ports 5a and 5b do not merge on the upstream side but are provided independently in the cylinder head 3. In this configuration, the fuel injection valve 10 is provided in the first intake port 5a, and the swirl control valve 18 is provided in the second intake port 5b. When the load is low, the swirl control valve 18 is closed, and the intake air is caused to flow into the first intake port 5a while increasing the flow velocity, thereby generating a swirl in the combustion chamber 4. Further, instead of providing the swirl control valve 18, the opening operation of the second intake valve 7 b in the intake stroke is paused at the time of low load, as in the configuration of FIGS. 3 (a) and 3 (b). Also good. In FIGS. 3B and 3C, the exhaust ports 6a and 6b are omitted.
[0062]
  In any intake port structure, as shown in FIG. 2, the intake passage upstream of the intake ports 5a and 5b has a constant volume so as to alleviate the pulsation of intake air accompanying the opening and closing of the intake ports 5a and 5b. And a throttle valve 12 for controlling the amount of intake air supplied to the engine E in accordance with the amount of depression of an accelerator pedal (not shown) is disposed in the intake passage on the upstream side of the surge tank 11. It is installed. Further, on the upstream side of the throttle valve 12, an air flow meter 13 that reduces the amount of intake air supplied to the engine E and an air cleaner 14 that is positioned at the inlet of the intake system are disposed. On the other hand, the exhaust ports 6 a and 6 b communicate with the exhaust passage 15.
[0063]
  As shown in FIG. 1, the engine to which the present invention is applied opens a minute amount according to the operating state (particularly during cold) for a predetermined period from the end of the combustion stroke to the beginning of the intake stroke. Although it is characterized by having a burned gas recirculation valve that recirculates gas to the intake port, in this embodiment, the burned gas recirculation valve is not provided separately, and the configuration of FIG. Both the first and second intake valves 7a and 7b and only the first intake valve 7a on the side where the fuel injection valve 10 is provided in the configuration shown in FIGS. 3B and 3C are burnt. Also used as a gas recirculation valve. Therefore, both the first and second intake valves 7a and 7b opened in the intake stroke or only the first intake valve 7a are in the operating state for a predetermined period from the end of the combustion stroke to the initial stage of the exhaust stroke. The valve operating mechanism 16 of the intake valves 7a and 7b is configured so that a minute amount is opened accordingly, and an actuator 17 that drives the valve operating mechanism 16 with hydraulic pressure is provided.
[0064]
  Further, fuel is injected from the fuel injection valve 10 in synchronism with a period in which both the first and second intake valves 7a and 7b or only the first intake valve 7a are opened as a burned gas recirculation valve. Accordingly, high-temperature and high-pressure is recirculated (blowback) from the combustion chamber 4 to both the first and second intake ports 5a and 5b or only the first intake port 5a at a supersonic speed. The burned gas collides with the fuel spray, breaks up and breaks up the coarse fuel droplets, and promotes vaporization. Therefore, it is effective in reducing the adhesion of fuel to the wall surface and reducing the amount of HC emissions particularly during cold weather. At the same time, the internal EGR is performed to reduce the NOx emission amount. In this case, as shown in FIG. 4, the high temperature gas is obtained by matching the injection end timing at which coarse fuel droplets and fuel dripping that require time for vaporization easily occur in the first half of the recirculation period in which the recirculation momentum is large. The supersonic flow and the injected fuel are collided effectively.
[0065]
  The actuator 17 that drives the valve mechanism 16 hydraulically is controlled together with the fuel injection valve 10 by an output signal from the control unit 20 that has read data of various operating conditions.
[0066]
  The control unit 20 includes an accelerator opening sensor 21 that detects the amount of depression of an accelerator pedal (not shown), that is, the opening degree of the throttle valve 12 whose valve opening degree changes according to the engine load. Data on various operating conditions such as a degree signal, an intake air amount signal from the air flow meter 13, a crank angle signal from the crank angle sensor 22, and a water temperature signal from the water temperature sensor 23 are input.
[0067]
  The control unit 20 receives these input signals, determines the operating state of the engine E, and outputs a command signal to the actuator 17 of the valve mechanism 16 according to the determination, thereby controlling the valve mechanism 16. At the same time, a pulse signal is output to the fuel injection valve 10 to control the injection timing and injection period of the fuel injected from the fuel injection valve 10.
[0068]
  FIG. 5 is an explanatory view schematically showing an example configuration of the valve mechanism 16 provided in each cylinder.
[0069]
  In FIG. 5, the intake side camshaft 30 has a normal intake cam 31 for lifting the intake valves 7a and 7b in the intake stroke at the center, and first and second blowback cams on both sides thereof. 32a and 32b are integrally formed at a predetermined interval. The blowback cams 32a and 32b have a cam profile as shown in FIG. 6A, and the intake cam 31 has a cam profile as shown in FIG. 6B. Then, five rocker arms 34a, 35a, 33, 35b and 34b are swingably arranged in this order on a rocker shaft (not shown) arranged in parallel with the camshaft 30. In FIG. 6, BDC1 is a combustion bottom dead center, TDC is an exhaust top dead center, and BDC2 is an intake bottom dead center.
[0070]
  In FIG. 5, the first rocker arm 34a located at the left end always contacts one blowback cam 32a, and the third rocker arm 33 located in the center always contacts the intake cam 31 and is positioned at the right end. The fifth rocker arm 34b is always in contact with the other blowback cam 32b, and the three rocker arms 34a, 33, 34b have end portions that engage with the intake valves 7a, 7b. First, the second rocker arm 35a interposed adjacently between the rocker arms 34a and 33 is always engaged with the first intake valve 7a, and is adjacent between the rocker arms 33 and 34b. The fourth rocker arm 35b interposed is always engaged with the second intake valve 7b.
[0071]
  Between the rocker arms 34a and 35a, there is provided a first pin coupling mechanism 36A that constitutes a switching means for selectively switching both the rocker arms 34a and 35a between the interlocking state and the non-interlocking state. A second pin coupling mechanism 36B is provided between the rocker arms 33 and 35b. The second pin coupling mechanism 36B is provided between the rocker arms 33 and 35b. Is provided with a third pin coupling mechanism 36C constituting switching means for selectively switching both rocker arms 33 and 35b between the interlocking state and the non-interlocking state, and between the rocker arms 35b and 34b, both A fourth pin coupling mechanism 36D is provided which constitutes a switching means for selectively switching the rocker arms 35b, 34b between the interlocking state and the non-interlocking state.
[0072]
  Each of the first to fourth pin coupling mechanisms 36A to 36D includes a pin 37 having a piston function that is operated by hydraulic pressure. The configuration of the pin coupling mechanisms 36A to 36D will be described in more detail by taking the first coupling mechanism 36A as an example. The pin 37 functions as a fitting hole (functioning as a cylinder) that opens on the surface of the rocker arm 34a on the rocker arm 35a side. ) 38 is slidably fitted into the hole 38, and the fitting hole 39, which can be slidably fitted into the rocker arm 35 a, faces the fitting hole 38, and the fitting hole 38. It is formed coaxially. The axes of the fitting holes 38 and 39 are parallel to the axis of the camshaft 30. An oil chamber 40 is formed at the bottom of the fitting hole 38, and the oil chamber 40 communicates with an oil passage (not shown) in the rocker shaft through an oil passage 41. This oil passage is connected to a hydraulic pressure supply source (not shown). Is omitted). When the hydraulic pressure is not supplied to the oil chamber 40, as shown in FIG. 5, the rocker arms 34a and 35a are in a non-interlocking state in which the oil chamber 40 can swing independently. A part of the pin 37 is inserted into the fitting hole 39 of the rocker arm 35a, whereby the rocker arms 34a and 35a are coupled via the pin 37 and switched to the interlocking state.
[0073]
  The remaining second to fourth pin coupling mechanisms 36B to 36D have the same configuration, but as is apparent from FIG. 5, the oil chambers 40 of the second and third pin coupling mechanisms 36B and 36C are provided on the rocker arm 33. The oil chamber 40 of the fourth pin coupling mechanism 36D is formed in the rocker arm 34b.
[0074]
  Next, five cases (1) to (5) relating to the operation of the valve mechanism 16 having the above-described configuration will be described with reference to FIGS. 7 to 11, the lifted state of the intake valves 7a, 7b by the blowback cams 32a, 32b is to the left, and the lifted state of the intake valves 7a, 7b by the intake cam 31 is to the right. It is shown.
[0075]
  (1) Cold / low load in the configuration of FIG.(Figure 7):
  Oil pressure is supplied to the oil chambers 40 of the first, second and fourth pin coupling mechanisms 36A, 36B, 36D, the rocker arms 34a, 35a, 33 are in an interlocked state, the rocker arms 33, 35b are in an unlinked state, the rocker arm 35b and 34b will be in an interlocking state. Therefore, both intake valves 7a and 7b are lifted during blowback. In addition, in the intake stroke, only the intake valve 7a is lifted, and the intake valve 7b is in a resting state, generating a swirl in the combustion chamber 4 to suppress deterioration in combustibility due to burned gas recirculation.
[0076]
  (2) During cold / medium / high loads in the configuration of FIG.(Figure 8):
  The hydraulic pressure is supplied to all the oil chambers 40 of the first to fourth pin coupling mechanisms 36A, 36B, 36C, and 36D, and the five rocker arms 34a, 35a, 33, 35b, and 34b are all interlocked. Therefore, both the intake valves 7a and 7b are lifted during the blowback and the intake stroke.
[0077]
  (3) In the configuration of FIG. 3B and the configuration excluding the swirl control valve 18 in FIG.(Figure 9):
  Oil pressure is supplied to the oil chamber 40 of the first and second pin coupling mechanisms 36A, 36B, the rocker arms 34a, 35a, 33 are in an interlocked state, the rocker arms 33, 35b are in an unlinked state, and the rocker arms 35b, 34b are not interlocked. It becomes a state. Therefore, only the intake valve 7a is lifted during the blowback and the intake stroke, and the intake valve 7b is in a resting state, and a swirl is generated in the combustion chamber 4 during the intake stroke.
[0078]
  (Four) 3A and 3B, and the configuration excluding the swirl control valve 18 in FIG.(Figure 10):
  The hydraulic pressure is supplied only to the oil chamber 40 of the second pin coupling mechanism 36B, and the rocker arms 35a and 33 are in an interlocked state, and the others are in an unlinked state. Therefore, blowback is not performed, and in the intake stroke, only the intake valve 7 a is lifted, the intake valve 7 b is in a rest state, and a swirl is generated in the combustion chamber 4.
[0079]
  (Five) During the same warm / medium / high load(Figure 11):
  Oil pressure is supplied to the oil chambers 40 of the second and third pin coupling mechanisms 36B and 36C, and the rocker arms 35a, 33, and 35b are interlocked. Therefore, blowback is not performed, and both intake valves 7a and 7b are lifted during the intake stroke.
[0080]
  The operating states of the first to fourth pin coupling mechanisms 36A, 36B, 36C, 36D and the intake valves 7a, 7b in the above five cases are summarized in Table 1 below.
[0081]
[Table 1]
Figure 0003661200
[0082]
  Here, measures to promote fuel vaporization and atomization are described.
[0083]
  The relationship between the burned gas recirculation period TB and the fuel injection period T1 of the fuel injection valve 10 due to the minute opening of the intake valve 7a, 7b or 7a from the end of the combustion stroke to the beginning of the exhaust stroke will be described. 4 is shorter than the recirculation period TB (T1 <TB), as shown in FIG. 4, the injection end timing at which coarse fuel droplets and fuel dripping that require time for vaporization are likely to occur is the recirculation period in which the recirculation momentum is large. By matching with the first half of TB, the supersonic flow of hot gas and the injected fuel are effectively collided.
[0084]
  However, in an operating condition in which the fuel injection period T1 is longer than the recirculation period TB, the time T required for the fuel spray injected from the fuel injection valve 10 to reach the opening to the combustion chamber 4 of the intake port is taken into consideration. Therefore, it is necessary to set the fuel injection period T1. That is, as shown in FIG. 12, in the case of TB <T1 ≦ TB + T, the fuel injection is started before the recirculation start time by the time T, so that the spray in the period corresponding to T1−TB also collides with the recirculation. This can promote fuel fragmentation and vaporization. In the case of T1> TB + T, if the injection start time is set in the same manner as described above, the spray in the period corresponding to T1− (TB + T) does not come into contact with recirculation. Thus, by injecting the surplus fuel before the start of recirculation, all of the injected fuel can be brought into contact with the recirculation in the intake port, and deterioration of vaporization can be prevented.
[0085]
  Further, when the fuel injection period T1 is longer than the recirculation period TB, the vaporization of the fuel can be promoted by providing a throttle means that can throttle the cross-sectional area of the intake port inside the intake port. For example, as shown in FIG. 13, with respect to the fuel injection valve 10 disposed on the upper wall portion of the intake port 5a, the intake port 5a is provided on the lower wall portion of the intake port 5a on the downstream side of the fuel injection valve 10. By providing a plate 45 capable of reducing the cross-sectional area and changing the angle of the plate 45, the reflux time can be changed even if the reflux amount is constant. Thereby, the recirculation | reflux amount with respect to load and fuel vaporization are controllable. In this case, the plate 45 can act as a deflecting plate that deflects the recirculated gas toward the injection port of the fuel injection valve 10, thereby promoting fuel vaporization.
[0086]
  Alternatively, as shown in FIG. 14, the fuel injection valve 10 includes a reed valve 46 that is normally open and does not resist the intake air, but is closed by the recirculation gas in the direction opposite to the intake air. May be provided inside the intake port 5a on the upstream side. In this case, vaporization can be promoted by increasing the reflux time.
[0087]
  Further, as shown in FIG. 15, fuel is injected, for example, twice in one cycle, the first fuel injection period is made to coincide with the burned gas recirculation period, and the second fuel injection period is set to By making the overlap period of the valve opening period of the exhaust valves 8a and 8b and the valve opening period of the intake valves 7a and 7b coincide with each other, the vaporization of the fuel is achieved by utilizing the recirculation of the burned gas in each period. Can.
[0088]
  Further, as shown in FIG. 16, in addition to the first fuel injection valve 10a arranged at the normal position of the intake port 5a, a second fuel injection valve 10b is provided on the upstream side of the intake port 5a. By simultaneously injecting fuel from 10a and 10b, the fuel injection time can be shortened, and the fuel can be vaporized by causing one recirculation to collide with the fuel spray twice.
[0089]
  Further, since the recirculated burned gas flows in a biased direction above the intake port 5a, as shown in FIG. 17A, a raised portion 47 is formed in the upper portion of the opening of the intake port 5a into the combustion chamber 4. Alternatively, as shown in FIG. 17B, a shroud 48 is provided on the surface of the umbrella portion of the intake valve 5a on the intake port 5a side to narrow the reflux burned gas flow path above the intake port 5a. The recirculation distribution in the port 5a can be made uniform to vaporize the fuel spray and the wall-attached fuel.
[0090]
  On the contrary, as shown in FIG. 18, the fuel injection direction of the fuel injection valve 10 is changed to the upper wall of the intake port 5a by utilizing the property of the recirculated burned gas that flows biased upwardly from the intake port 5a. By using this part, the utilization of the recirculated burned gas can be increased, the fuel can be vaporized, and liquid dripping from the lower portion of the intake port 5a can be prevented..
[0091]
  Further, as shown in FIG. 19, in addition to the first fuel injection valve 10a in which the fuel injection direction is the upper wall portion of the intake port 5a as in FIG. 18, the fuel injection direction is directed to the combustion chamber 4 of the intake port 5a. The second fuel injection valve 10b having an opening is provided, and fuel is injected from the upward first fuel injection valve 10a in the operation state (when cold) where burnt gas recirculation is performed. In an operation state that is not performed (when warm and at full load), fuel may be injected from the downward second fuel injection valve 10b. FIG. 19A shows a case where the first and second fuel injection valves 10a and 10b are arranged in tandem in one intake port 5a. FIGS. 19B and 19C show the first and second fuel injection valves 10a and 10b. This is a case where the fuel injection valves 10a and 10b are arranged in parallel. That is, in FIG. 19B, as in FIG. 3A, the first and second intake ports 5a and 5b merge on the immediately upstream side to form a common intake port 9. Operation in which the burned gas recirculation is not performed by disposing the upward first fuel injection valve 10a operating in the operation state where the burned gas recirculation is performed to the first intake port 5a and being disposed in the common intake port 9 A downward second fuel injection valve 10 b that operates in the state is arranged in the center of the common intake port 9. Further, in FIG. 19C, in the configuration in which the first and second intake ports 5a and 5b are provided independently of each other as in FIG. The upward first fuel injection valve 10a that operates is disposed in the first intake port 5a, and the downward second fuel injection valve 10b that operates in an operating state in which burned gas recirculation is not performed is provided as the second intake port. 5b.
[0092]
  Further, as shown in FIG. 20, the intake port 5a is provided obliquely so that the recirculation is swirled in the intake port 5a, and the fuel spray injected from the fuel injection valve 10 by the swirling recirculation gas and the intake port 5a. The fuel adhering to the wall surface may be vaporized. Alternatively, as shown in FIGS. 21 (a) and 21 (b), a return deflection plate 49 is provided on the surface of the umbrella portion of the intake valve 7a on the intake port 5a side, and the return deflection plate 49 allows the return to flow into the intake port 5a. You may make it turn with. Further, the reflux deflection plate 49 may be provided on the intake port 5a side.
[0093]
  By the way, when the burned gas recirculation control as described above is executed, in a multi-cylinder engine, the burned gas recirculation amount may also vary due to structural variations among the cylinders. In particular, when the load is low, the combustion conditions are poor and the pressure difference between the intake port and the cylinder is large, so the recirculation amount increases. Therefore, the combustion state of each cylinder differs depending on the variation in the recirculation amount, and engine rotation fluctuations are likely to occur.
[0094]
  Therefore, a detecting means such as a rotation fluctuation sensor or an in-cylinder pressure sensor is provided to detect the combustion state of each cylinder, and the fuel injection amount is increased for a cylinder with a slow combustion (a large amount of recirculation) to increase the air-fuel ratio. By shifting to the rich side and accelerating combustion, variations in the combustion state of each cylinder can be corrected to suppress rotational fluctuations. However, since this rotational fluctuation is less likely to occur as the load increases, it is better to reduce the correction amount of the injection amount as the load increases.
[0095]
  In addition, a cylinder with a slow combustion (a large amount of recirculation) can advance the ignition timing, and a cylinder with a fast combustion can suppress the rotational fluctuation by retarding the ignition timing.
[0096]
  Further, when the load is cold, the amount of recirculation decreases, so the fuel is less likely to vaporize. However, an exhaust shutter valve (not shown) is provided in the exhaust manifold of the engine, and when the amount of recirculation decreases, the exhaust shutter valve The amount of reflux can be increased by controlling the closing of. That is, when the exhaust shutter valve is closed as shown in FIG. 22 in the high load region, the exhaust pressure increases and a sufficient recirculation amount is obtained. Therefore, vaporization can be promoted without using a system that opens the intake valve early at high load. Further, since EGR is performed at high loads, NOx is reduced, and the pumping loss is reduced by increasing the throttle opening, thereby improving fuel efficiency. In this case, the determination of switching from cold to warm is performed based on the exhaust temperature, and the control system can be simplified by using a shape memory alloy for the exhaust shutter valve.
[0097]
  Next, when switching from the burned gas recirculation state to the non-recirculation state, a torque shock may occur due to a sudden change in the combustion state. A method for preventing the occurrence of torque shock will be described below.
[0098]
  The control switching between burned gas recirculation and non-reflux is performed between a partial load (throttle opening half open) and a full load (WOT, throttle opening full open). For example, the exhaust shutter valve is provided. In this case, as shown in FIG. 23, the recirculation amount (internal EGR amount) gradually changes by gradually opening and closing the exhaust shutter valve. Can be prevented. Further, when the control switching between burned gas recirculation and non-reflux is performed based on the engine water temperature, the occurrence of torque shock can be prevented by performing the same exhaust shutter valve control.
[0099]
  Furthermore, the occurrence of torque shock can also be prevented by performing air-fuel ratio correction control when switching between burned gas recirculation and non-reflux control. That is, as shown in FIG. 24, at the time of switching from the burned gas recirculation state to the non-reflux state, the air-fuel ratio is once corrected to the lean side, and then gradually returned to the appropriate air-fuel ratio. At the time of switching to the state, the air-fuel ratio is once corrected to the rich side and then gradually returned to the appropriate air-fuel ratio, so that the occurrence of torque shock at the time of switching can be prevented.
[0100]
  Further, the lift timing or lift amount of the burned gas recirculation cam (32a, 32b in FIG. 5) can be varied, and when switching from the burned gas recirculation state to the non-reflux state, as shown in FIG. Gradually delay the lift timing of the fuel gas recirculation cam, and when switching from the burned gas non-reflux state to the recirculation state, gradually delay the lift timing of the burned gas recirculation cam that has been delayed. Generation of torque shock can be prevented.
[0101]
  Further, when switching from the burned gas recirculation state to the non-reflux state, as shown in FIG. 26, even if the ignition timing is once retarded and then gradually returned to the proper ignition timing, the torque generated at the time of switching Shock can be reduced.
[0102]
  Further, when the engine is switched from cold to warm and the switching control from the burned gas recirculation state to the non-reflux state is performed, as shown in FIG. 27, the same amount as the internal EGR amount by the burned gas recirculation amount After the external EGR is introduced, the external EGR amount is gradually reduced to prevent a rapid change in the EGR amount, thereby preventing the occurrence of torque shock.
[0103]
  Also, if the throttle changes in the open direction during burned gas recirculation (load increase), the recirculation amount decreases, the vaporization state deteriorates and the HC emission amount increases, or the NOx emission amount decreases due to the decrease in the internal EGR effect. In order to increase, external EGR is introduced. However, vaporization is not promoted so much only by introducing external EGR. Therefore, as shown in FIG. 28, when the nozzle 50 for introducing the external EGR into the intake port 5a is provided to face the nozzle of the fuel injection valve 10, the fuel spray injected from the fuel injection valve 10 directly hits the external EGR gas. It is possible to prevent the increase in HC emissions by preventing the deterioration of vaporization.
[0104]
  Next, control during acceleration and deceleration will be described.
[0105]
  At the time of acceleration accompanied by temporary injection of fuel, conventionally, the amount of fuel for the temporary injection is increased in anticipation of the fuel adhering to the wall surface, which deteriorates fuel consumption. Therefore, the temporary injection timing is set to the initial stage of the intake stroke in which the high-temperature burned gas recirculated by blowback again passes through the intake port, thereby promoting the vaporization of the fuel spray and reducing the amount of wall surface adhesion. As a result, it is possible to improve the fuel consumption by reducing the acceleration increase amount (temporary injection pulse width) of the fuel and to prevent the increase in the HC emission amount. In addition, since the fuel transportation delay is reduced due to the reduction in the amount of fuel adhering to the wall surface, the acceleration response is also improved.
[0106]
  On the other hand, if the throttle changes in the closing direction due to deceleration during the recirculation of burned gas due to blowback or after the recirculation, the air-fuel ratio temporarily becomes rich due to a decrease in the intake air amount. As a result, HC emissions increase. Therefore, until the fuel cut is performed while the throttle is closed, the ignition timing is retarded to increase the exhaust gas temperature, thereby suppressing the increase in the HC emission amount.
[0107]
  Next, if the nozzle of the fuel injection valve 10 is directly exposed to burned gas due to blowback, the nozzle of the fuel injection valve 10 may be clogged. The countermeasure will be described below.
[0108]
  One countermeasure is to make the fuel injection end timing coincide with the recirculation end timing, as shown in FIG. Alternatively, fuel injection may be performed twice or more in one cycle. In particular, as shown in FIG. 15, it is effective to perform fuel injection at the time of blow back and at the time of overlap of the intake and exhaust strokes. Further, when the fuel injection valve is provided with air assist means for ejecting air from the nozzle together with the fuel as means for promoting fuel vaporization, the assist air pressure is increased to atmospheric pressure or higher, and during burned gas recirculation By continuing the air injection, it is possible to prevent the fuel injection valve and the nozzle of the air injection valve from being directly exposed to the burned gas.
[0109]
  Incidentally, the valve mechanism 16 shown in FIGS. 5 to 11 is a valve mechanism in the case where at least one of the intake valves 7a and 7b is also used as a burned gas recirculation valve, and at least one of the intake valves 7a is one. It is configured to lift twice in the cycle.
[0110]
  In order to reduce the cam drive loss due to such a double lift and prevent an increase in mechanical resistance, as shown in FIG. 30, one intake valve 7a is used as a dedicated intake valve and the other intake valve is used as a dedicated intake valve. The burned gas recirculation valve 51 may be used. In that case, a burned gas recirculation port 52 branched from the intake port 5a is provided. The fuel injection valve 10 is disposed on the port wall on the opposite side of the branching portion upstream from the branching portion of the intake port 5a with the burned gas recirculation port 52, and fuel is burned from the fuel injection valve 10 into the burned gas. Injected toward the reflux port 52. With such a configuration, a break-up length of fuel spray can be ensured, and the amount of fuel wall surface adhesion can be reduced.
[0111]
  FIG. 31 also shows a case where a dedicated burned gas recirculation valve 51 is provided. In this case, the dedicated intake valve 7a is arranged in the center with a large diameter, and the dedicated burned gas recirculation valve 51 is provided with a relatively small burned gas recirculation port 52 with a small diameter. The fuel injection direction of the fuel injection valve 10 is directed to the burned gas recirculation port 52 as in FIG. When the burned gas is recirculated, fuel is injected from the fuel injection valve 10 in synchronization with the opening timing of the burned gas recirculation valve 51. The fuel blown back by recirculation flows into the combustion chamber 4 from the position of the large-diameter intake valve 7a, diffuses in a wide range, and is mixed with air. When the recirculation is stopped, the fuel spray is bent by the intake flow by performing the fuel injection in the intake stroke, flows into the combustion chamber 4 from the position of the large-diameter intake valve 7a, diffuses widely, and is mixed with the air. The Therefore, combustibility is also improved.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an explanatory diagram showing the configuration and operation of an engine control apparatus according to the present invention.
FIG. 2 is a sectional view of an engine to which the present invention is applied.
FIG. 3 is a plan view for explaining the arrangement of fuel injection valves with respect to the structure of the intake port of the engine.
FIG. 4 is a characteristic diagram showing a relationship between a fuel injection period when burnt gas is recirculated and an intake valve opening period.
FIG. 5 is an explanatory diagram showing an example configuration of a valve mechanism.
FIG. 6 is a characteristic diagram showing the valve opening characteristics of the intake valve.
FIG. 7 is an explanatory diagram of the operation of the valve operating mechanism when both the first and second intake valves are opened during burned gas recirculation and only the first intake valve is opened during the intake stroke.
FIG. 8 is an explanatory diagram of the operation of the valve mechanism when the first and second intake valves are opened both when the burned gas recirculates and during the intake stroke.
FIG. 9 is an operation explanatory diagram of the valve mechanism when only the first intake valve is opened both during burned gas recirculation and during the intake stroke.
FIG. 10 is a diagram for explaining the operation of the valve operating mechanism when none of the intake valves is opened when the burned gas is recirculated and only the first intake valve is opened during the intake stroke.
FIG. 11 is a diagram for explaining the operation of the valve operating mechanism when none of the intake valves is opened when the burned gas is recirculated, and the first and second intake valves are opened during the intake stroke.
FIG. 12 is a characteristic diagram showing the relationship between the fuel injection period during burned gas recirculation and the intake valve opening period.
FIG. 13 is an explanatory view showing a state in which a plate for restricting the intake port is provided on the downstream side of the fuel injection valve.
FIG. 14 is an explanatory view showing a state in which a reed valve for restricting the intake port is provided on the upstream side of the fuel injection valve.
FIG. 15 is a characteristic diagram for explaining fuel injection timing when fuel injection is performed a plurality of times.
FIG. 16 is an explanatory view showing a state in which two fuel injection valves are provided in the intake port.
FIG. 17 is an explanatory diagram showing means for returning the recirculated burned gas to the intake port on an average basis.
FIG. 18 is an explanatory view showing a state in which the fuel injection valve is directed to the upper wall portion of the intake port.
FIG. 19 is an explanatory diagram showing a state in which two fuel injection valves having different fuel injection directions are provided.
FIG. 20 is an explanatory diagram showing an example of means for swirling burnt gas at the intake port.
FIG. 21 is an explanatory view showing another example of means for swirling burned gas at the intake port.
FIG. 22 is a characteristic diagram showing the relationship between the load and the opening degree of the exhaust shutter valve.
FIG. 23 is a timing chart showing the relationship between the throttle valve opening, the exhaust shutter valve opening, and the recirculation amount;
FIG. 24 is a timing chart for explaining air-fuel ratio correction control when switching between reflux and non-reflux.
FIG. 25 is a timing chart for explaining the opening timing change operation of the burned gas recirculation valve when switching between recirculation and non-reflux.
FIG. 26 is a timing chart for explaining ignition timing correction control when switching between recirculation and non-reflux.
FIG. 27 is a characteristic diagram showing a change in external EGR amount when switching between reflux and non-reflux.
FIG. 28 is an explanatory diagram showing an arrangement relationship between an external EGR nozzle and a fuel injection valve.
FIG. 29 is a characteristic diagram showing the relationship between the burned gas recirculation amount and the fuel injection period.
30 is an explanatory diagram showing the arrangement of fuel injection valves when a dedicated burned gas recirculation valve is provided. FIG.
FIG. 31 is an explanatory diagram showing the arrangement of fuel injection valves when a dedicated burned gas recirculation valve is provided.
[Explanation of symbols]
5a, 5b Intake port
7a, 7b Intake valve
16 Valve mechanism
20 Control unit
30 Camshaft
31 Intake cam
32a, 32b Burned gas recirculation cam
33 Rocker arm
34a, 34b Rocker arm
35a, 35b Rocker arm
36A to 36D Pin coupling mechanism (switching means)
37 pins
40 Oil chamber
51 Burned gas recirculation valve
52 Burned gas recirculation port

Claims (34)

吸気弁によって開閉される吸気ポートに燃料噴射弁を備えた４サイクルエンジンの制御装置であって、
上記エンジンの冷間時に、燃焼行程終期から吸気行程初期までの間の所定期間だけ運転状態に応じて微小量開弁して、既燃ガスを上記吸気ポートに還流させる既燃ガス還流弁を備え、
上記燃料噴射弁による燃料噴射を上記既燃ガス還流弁の開弁時期に同期させて行うことを特徴とするエンジンの制御装置。A control device for a four-cycle engine having a fuel injection valve in an intake port opened and closed by an intake valve,
When the engine is cold, a burned gas recirculation valve that opens a minute amount according to the operating state for a predetermined period from the end of the combustion stroke to the beginning of the intake stroke and recirculates the burned gas to the intake port is provided. ,
An engine control apparatus characterized in that fuel injection by the fuel injection valve is performed in synchronization with the opening timing of the burned gas recirculation valve. 上記吸気弁を上記既燃ガス還流弁に兼用することを特徴とする請求項１に記載のエンジンの制御装置。 The engine control device according to claim 1, wherein the intake valve is also used as the burned gas recirculation valve. 上記吸気弁が共通の吸気ポートに設けられた第１および第２の吸気弁からなり、該第１および第２の吸気弁の双方を上記既燃ガス還流弁に兼用するとともに、上記燃料噴射弁を上記共通吸気ポートの中央に設けてなることを特徴とする請求項２に記載のエンジンの制御装置。 The intake valve is composed of first and second intake valves provided in a common intake port, and both the first and second intake valves are also used as the burned gas recirculation valve, and the fuel injection valve The engine control device according to claim 2, wherein the engine is provided in the center of the common intake port. 上記吸気弁が共通の吸気ポートに設けられた第１および第２の吸気弁からなり、上記第１の吸気弁のみを上記既燃ガス還流弁に兼用するとともに、上記燃料噴射弁を上記第１の吸気弁側にオフセットして設けてなることを特徴とする請求項２に記載のエンジンの制御装置。 The intake valve is composed of first and second intake valves provided in a common intake port. Only the first intake valve is used as the burned gas recirculation valve, and the fuel injection valve is used as the first intake valve. The engine control device according to claim 2, wherein the engine control device is provided offset to the intake valve side of the engine. 上記吸気弁が、互いに独立的に形成された第１および第２の吸気ポートにそれぞれの設けられた第１および第２の吸気弁からなり、上記第１の吸気弁のみを上記既燃ガス還流弁に兼用するとともに、上記第１の吸気ポートに上記燃料噴射弁を設けてなることを特徴とする請求項２に記載のエンジンの制御装置。 The intake valve includes first and second intake valves respectively provided in first and second intake ports formed independently of each other, and only the first intake valve is used as the burned gas recirculation. 3. The engine control apparatus according to claim 2, wherein the fuel injection valve is provided in the first intake port while serving also as a valve. 低負荷時には、吸気行程における上記第２の吸気弁の開弁動作を休止させて、上記第２の吸気ポートを閉じることを特徴とする請求項３ないし５の１つに記載のエンジンの制御装置。 6. The engine control device according to claim 3, wherein when the load is low, the opening operation of the second intake valve in the intake stroke is stopped and the second intake port is closed. . 上記第２の吸気ポートにスワール制御弁を設け、低負荷時には該スワール制御弁を閉弁して、上記第２の吸気ポートを閉じることを特徴とする請求項５に記載のエンジンの制御装置。 6. The engine control device according to claim 5, wherein a swirl control valve is provided in the second intake port, the swirl control valve is closed at a low load, and the second intake port is closed. １本のカムシャフトに、第１の既燃ガス還流用カムと吸気用カムと第２の既燃ガス還流用カムとをこの順に並設し、上記カムシャフトに平行に配置されたロッカーシャフトに、上記第１の既燃ガス還流用カムに係合する第１のロッカーアームと、上記第１の吸気弁に係合する第２のロッカーアームと、上記吸気用カムに係合する第３のロッカーアームと、上記第２の吸気弁に係合する第４のロッカーアームと、上記第２の既燃ガス還流用カムに係合する第５のロッカーアームとを互いに隣接させて揺動自在に配置するとともに、互いに隣接する２つのロッカーアームをそれぞれ連動状態または非連動状態に択一的に切り換える第１、第２、第３および第４の切換手段を設けてなることを特徴とする請求項３ないし６の１つに記載のエンジンの制御装置。 The first burned gas recirculation cam, the intake cam, and the second burned gas recirculation cam are arranged in parallel in this order on one camshaft, and the rocker shaft arranged in parallel to the camshaft. A first rocker arm that engages with the first burned gas recirculation cam, a second rocker arm that engages with the first intake valve, and a third rocker that engages with the intake cam. A rocker arm, a fourth rocker arm that engages with the second intake valve, and a fifth rocker arm that engages with the second burned gas recirculation cam are adjacent to each other and swingable. A first, a second, a third and a fourth switching means are provided, which are arranged and selectively switch two adjacent rocker arms to a linked state or a non-linked state, respectively. Of the engine according to one of 3 to 6 Control device. 上記燃料噴射弁による燃料噴射の終了時点を、上記既燃ガス還流弁の開弁期間の前半に設定することを特徴とする請求項１ないし８の１つに記載のエンジンの制御装置。 9. The engine control device according to claim 1, wherein the end point of fuel injection by the fuel injection valve is set in the first half of the open period of the burned gas recirculation valve. 上記燃料噴射弁による燃料噴射期間が上記既燃ガス還流弁の開弁期間よりも長いとき、上記燃料噴射弁から噴射された燃料が上記吸気ポートの燃焼室内への開口部に到達するのに要する時間Ｔだけ上記既燃ガス還流弁の開弁開始時点よりも以前に燃料噴射を開始することを特徴とする請求項１ないし８の１つに記載のエンジンの制御装置。 When the fuel injection period by the fuel injection valve is longer than the opening period of the burned gas recirculation valve, it is necessary for the fuel injected from the fuel injection valve to reach the opening of the intake port into the combustion chamber 9. The engine control device according to claim 1, wherein fuel injection is started before the start time of opening of the burned gas recirculation valve by a time T. 上記燃料噴射弁の上流または下流の吸気ポートに吸気ポート絞り手段を設け、上記燃料噴射弁による燃料噴射期間が上記既燃ガス還流弁の開弁期間よりも長いとき、上記吸気ポート絞り手段を作動させることを特徴とする請求項１ないし８の１つに記載のエンジンの制御装置。 An intake port restricting means is provided at an intake port upstream or downstream of the fuel injection valve, and the intake port restricting means is operated when a fuel injection period by the fuel injection valve is longer than an open period of the burned gas recirculation valve. The engine control device according to claim 1, wherein the engine control device is a controller. 上記燃料噴射弁による燃料噴射を、排気弁の開弁期間と上記吸気弁の開弁期間とのオーバーラップ期間にも行うことを特徴とする請求項１に記載のエンジンの制御装置。 2. The engine control apparatus according to claim 1, wherein the fuel injection by the fuel injection valve is also performed during an overlap period of an exhaust valve opening period and an intake valve opening period. 上記既燃ガス還流弁が開弁される運転状態において、上記既燃ガス還流弁の開弁時期に同期して上記吸気ポートの上方壁部に向けて燃料を噴射する第１の燃料噴射弁と、上記既燃ガス還流弁の開弁動作が休止される運転状態において、吸気行程に同期して燃料を上記吸気ポートの燃焼室への開口部に向けて噴射する第２の燃料噴射弁とを備えてなることを特徴とする請求項２に記載のエンジンの制御装置。 A first fuel injection valve that injects fuel toward the upper wall portion of the intake port in synchronization with the opening timing of the burned gas recirculation valve in an operating state in which the burned gas recirculation valve is opened; A second fuel injection valve for injecting fuel toward the opening of the intake port to the combustion chamber in synchronization with the intake stroke in an operating state in which the opening operation of the burned gas recirculation valve is suspended; The engine control device according to claim 2, wherein the engine control device is provided. 第１および第２の吸気弁が共通の吸気ポートに設けられる場合において、上記第１の吸気弁を上記既燃ガス還流弁に兼用し、かつ上記第１の燃料噴射弁を上記共通吸気ポートの上記第１の吸気弁側にオフセットして設け、上記第２の燃料噴射弁を上記共通吸気ポートの中央に設けてなることを特徴とする請求項１３に記載のエンジンの制御装置。 When the first and second intake valves are provided in a common intake port, the first intake valve is also used as the burned gas recirculation valve, and the first fuel injection valve is connected to the common intake port. 14. The engine control device according to claim 13, wherein the control unit is provided with an offset toward the first intake valve side, and the second fuel injection valve is provided in the center of the common intake port. 第１および第２の吸気弁によってそれぞれ開閉される第１および第２の吸気ポートが互いに独立して設けられる場合において、上記第１の吸気弁を上記既燃ガス還流弁に兼用し、かつ上記第１の燃料噴射弁を上記第１の吸気ポートに設け、上記第２の燃料噴射弁を上記第２の吸気ポートに設けることを特徴とする請求項１３に記載のエンジンの制御装置。 When the first and second intake ports opened and closed by the first and second intake valves are provided independently of each other, the first intake valve is also used as the burned gas recirculation valve, and The engine control device according to claim 13, wherein the first fuel injection valve is provided in the first intake port, and the second fuel injection valve is provided in the second intake port. 上記既燃ガス還流弁の開弁により上記吸気ポートに還流される既燃ガスを上記吸気ポート内で旋回させる手段を備えなることを特徴とする請求項１ないし１５の１つに記載のエンジンの制御装置。 16. The engine according to claim 1, further comprising means for turning the burned gas recirculated to the intake port by opening the burned gas recirculation valve in the intake port. Control device. 上記既燃ガスを旋回させる手段が、既燃ガスが還流される吸気ポートを傾斜湾曲させることからなることを特徴とする請求項１６に記載のエンジンの制御装置。 The engine control device according to claim 16, wherein the means for swirling the burnt gas comprises a bend in the intake port through which the burnt gas is recirculated. 上記既燃ガスを旋回させる手段が、既燃ガスが還流される吸気ポートに設けられた偏向板からなることを特徴とする請求項１６に記載のエンジンの制御装置。 17. The engine control apparatus according to claim 16, wherein the means for swirling the burned gas comprises a deflecting plate provided in an intake port through which the burned gas is recirculated. 上記既燃ガスを旋回させる手段が、上記既燃ガス還流弁に兼用する吸気バルブの傘部に設けられた偏向板からなることを特徴とする請求項１６に記載のエンジンの制御装置。 17. The engine control device according to claim 16, wherein the means for swirling the burned gas comprises a deflecting plate provided in an umbrella portion of an intake valve that also serves as the burned gas recirculation valve. 上記エンジンが多気筒エンジンよりなる場合において、各気筒の燃焼状態を検出する手段を設け、該検出手段により燃焼速度が遅いことが検出された気筒の空燃比をリッチ側に補正し、または該気筒の点火時期を進角させることを特徴とする請求項１ないし１９の１つに記載のエンジンの制御装置。 When the engine is a multi-cylinder engine, a means for detecting the combustion state of each cylinder is provided, and the air-fuel ratio of the cylinder detected by the detecting means to be slow in combustion speed is corrected to the rich side, or the cylinder 20. The engine control apparatus according to claim 1, wherein the ignition timing of the engine is advanced. 上記エンジンの排気通路にシャッター弁を設け、冷間高負荷時に上記シャッター弁を閉制御することを特徴とする請求項１ないし２０の１つに記載のエンジンの制御装置。 21. The engine control device according to claim 1, wherein a shutter valve is provided in an exhaust passage of the engine, and the shutter valve is controlled to be closed during a cold high load. 上記既燃ガス還流弁が開弁される運転状態から該既燃ガス還流弁の開弁動作が休止される運転状態への切替え時におけるトルク変動を低減する手段を備えてなることを特徴とする請求項１ないし２１の１つに記載のエンジンの制御装置。 A means for reducing torque fluctuation at the time of switching from an operating state in which the burned gas recirculation valve is opened to an operating state in which the opening operation of the burned gas recirculation valve is stopped is provided. The engine control apparatus according to one of claims 1 to 21. 上記トルク変動低減手段が、上記エンジンの排気通路に設けたシャッター弁を徐々に開制御する手段からなることを特徴とする請求項２２に記載のエンジンの制御装置。 23. The engine control apparatus according to claim 22, wherein the torque fluctuation reducing means comprises means for gradually opening a shutter valve provided in the exhaust passage of the engine. 上記トルク変動低減手段が、空燃比を一旦リーン側に補正した後、徐々に空燃比を適正空燃比に戻す手段からなることを特徴とする請求項２２に記載のエンジンの制御装置。 23. The engine control apparatus according to claim 22, wherein the torque fluctuation reducing means comprises means for once returning the air-fuel ratio to an appropriate air-fuel ratio after correcting the air-fuel ratio to the lean side. 上記トルク変動低減手段が、点火時期を一旦遅角させた後、徐々に適正点火時期に戻す手段からなることを特徴とする請求項２２に記載のエンジンの制御装置。 23. The engine control device according to claim 22, wherein the torque fluctuation reducing means comprises means for once retarding the ignition timing and then gradually returning the ignition timing to an appropriate ignition timing. 上記トルク変動低減手段が、上記既燃ガス還流弁の開弁時期を徐々に遅らせる手段からなることを特徴とする請求項２２に記載のエンジンの制御装置。 23. The engine control apparatus according to claim 22, wherein the torque fluctuation reducing means comprises means for gradually delaying the opening timing of the burned gas recirculation valve. 上記エンジンが排気通路から吸気通路へ排気ガスを還流させる外部ＥＧＲ手段を備えており、上記トルク変動低減手段が、一旦所定量の外部ＥＧＲ量を導入した後、該外部ＥＧＲ量を徐々に減少させる手段からなることを特徴とする請求項２２に記載のエンジンの制御装置。 The engine is provided with an external EGR means for recirculating exhaust gas from the exhaust passage to the intake passage, and the torque fluctuation reducing means gradually reduces the external EGR amount once the predetermined amount of external EGR amount is introduced. 23. The engine control device according to claim 22, comprising means. 上記燃料噴射弁による加速時の臨時噴射を吸気行程の初期に行うことを特徴とする請求項１ないし２７の１つに記載のエンジンの制御装置。 28. The engine control device according to claim 1, wherein temporary injection during acceleration by the fuel injection valve is performed at an early stage of an intake stroke. 減速時における吸入空気量の減少に伴う空燃比のリッチ化に対応して、点火時期を遅角補正することを特徴とする請求項１ないし２８の１つに記載のエンジンの制御装置。 The engine control device according to any one of claims 1 to 28, wherein the ignition timing is corrected to be retarded in response to the enrichment of the air-fuel ratio accompanying a decrease in the intake air amount during deceleration. 上記既燃ガス還流弁の開始時期に同期させた上記燃料噴射弁による燃料噴射の終了時点を上記既燃ガス還流弁の閉弁時点にほぼ一致させてなることを特徴とする請求項１に記載のエンジンの制御装置。 The end point of fuel injection by the fuel injection valve synchronized with the start timing of the burned gas recirculation valve is substantially matched with the closing time of the burned gas recirculation valve. Engine control device. 上記燃料噴射弁に、燃料とともにエアを該燃料噴射弁から噴出させるエアアシスト手段を付設するとともに、上記既燃ガス還流弁の開弁中は、上記エアアシスト手段により還流既燃ガスの圧力以上の圧力を有するエアを上記燃料噴射弁から噴出させることを特徴とする請求項１ないし３０の１つに記載のエンジンの制御装置。 The fuel injection valve is provided with air assist means for injecting air together with fuel from the fuel injection valve. 31. The engine control device according to claim 1, wherein air having pressure is ejected from the fuel injection valve. 既燃ガス還流弁を上記吸気弁とは別個に備えてなることを特徴とする請求項１に記載のエンジンの制御装置。 The engine control device according to claim 1, wherein a burned gas recirculation valve is provided separately from the intake valve. 上記既燃ガス還流弁を上記吸気ポートから分岐された既燃ガス還流ポートに設け、上記燃料噴射弁から噴射される燃料が上記吸気ポートを横切って上記既燃ガス還流ポートに向かうように、上記燃料噴射弁を上記既燃ガス還流ポートを指向させて上記吸気ポートに配設するとともに、上記既燃ガス還流弁が開弁される運転状態においては、上記燃料噴射弁からの燃料噴射を上記既燃ガス還流弁の開弁時期に同期させて行い、かつ上記既燃ガス還流弁のが開弁動作が休止される運転状態においては、上記燃料噴射弁からの燃料噴射を吸気行程に同期させて行うことを特徴とする請求項３２に記載のエンジンの制御装置。The burned gas recirculation valve is provided in a burned gas recirculation port branched from the intake port, and the fuel injected from the fuel injection valve crosses the intake port and travels to the burned gas recirculation port. The fuel injection valve is disposed in the intake port with the burned gas recirculation port directed to the intake port, and in the operation state in which the burned gas recirculation valve is opened, the fuel injection from the fuel injection valve is performed in the already-existing state. In an operating state in which the burned gas recirculation valve is synchronized with the opening timing of the fuel gas recirculation valve and the open operation of the burned gas recirculation valve is stopped, the fuel injection from the fuel injection valve is synchronized with the intake stroke. The engine control apparatus according to claim 32 , wherein the engine control apparatus is performed. 上記吸気弁が上記既燃ガス還流弁よりも大径に形成されてなることを特徴とする請求項３３に記載のエンジンの制御装置。 34. The engine control device according to claim 33, wherein the intake valve has a larger diameter than the burned gas recirculation valve.
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